Cap.1

5/14/2018 Cap.1 - slidepdf.com

http://slidepdf.com/reader/full/cap15571ff9a49795991699da808 1/61

C A P I T O L U L 1

ORGANE DE MAŞINI ŞI DISPOZITIVE SPECIFICEUTILAJELOR METALURGICE

Utilajele metalugice reprezintă ansamblul de maşini, aparate, dispozitive şiaccesorii cu ajutorul cărora se realizează diferite procese tehnologice. Importanţa

acestor utilaje derivă din caracteristicile funcţionale şi consecinţele tehnico-economiceale mecanizării şi automatizării proceselor de producţie, care reprezintă caracteristicilede bază ale industriei moderne.

Numărul mare de tipuri constructive de utilaje metalurgice este determinatexistenţa unui număr foarte mare de procese de producţie.

Esenţa proceselor de producţie este de fapt procesul tehnologic, dar, elementulcare determină realizarea operaţiilor şi fazelor acestuia, este reprezentat de maşini şiutilaje.

De alegerea raţională a acestor utilaje, de corecta determinare acaracteristicilor acestora, precum şi de exploatarea lor bine organizată depinde întregul

proces de producţie.Rolul constructiv şi funcţional al utilajului trebuie analizat pornind de la

destinaţia sa tehnologică, în cadrul procesului de producţie la care participă. Realizareadestinaţiei tehnologice a utilajului trebuie gândită la parametri maximi de

productivitate şi calitate, în ceea ce priveşte produsele realizate.Utilajele metalurgice prezintă o gamă diversificată de tipuri constructive şi în

afară de organele de maşini de utilizare generală (arbori, lagăre, cuplaje, arcuri, piesede asamblare etc.) prezintă un număr mare de organe specifice. Din această categorie,în componenţa utilajelor metalurgice se regăsesc următoarele organe specifice:

- organe flexibile pentru tracţiune, ridicare şi legare- organe pentru ghidarea şi acţionarea organelor flexibile;- organe de suspendare şi dispozitive de prindere a sarcinilor;- organe de deplasare;- dispozitive de frânare şi blocare.

1.1. Organe flexibile pentru tracţiune, ridicare şi legare

La utilajele metalurgice se utilizează ca organe flexibile pentru tracţiune,ridicare şi legare cablurile de oţel şi lanţurile. Aceste elemente fac legătura întreorganele pentru suspendarea şi prinderea sarcinilor şi elementele pentru ghidare şi



acţionare. În schema de mai jos se prezintă clasificarea organelor flexibile pentrutracţiunea, ridicarea şi legarea sarcinilor.

Clasificarea organelor flexibile pentru tracţiune, ridicare şi legare

1.1.1.Cabluri de oţel

Cablurile de oţel sunt organe flexibile alcătuite dintr-un ansamblu de sârmeşi/sau toroane, grupate prin înfăşurare în jurul unei inimi de oţel, într-unul sau maimulte straturi concentrice. Toronul (fig.1.1) sau cablul simplu, este constituit dintr-unmănunchi de sârme răsucite în jurul unei inimi centrale, într-un singur strat sau în mai



multe straturi concentrice. Sârmele pot fi de acelaşi diametru sau de diametre diferite.De obicei, un strat este format din sârme de acelaşi diametru.

Inima cablului reprezintă partea centrală, metalică sau nemetalică a cablului,în jurul căreia se înfăşoară sârmele sau toroanele lui. Inima centrală poate fi vegetală,sintetică, minerală sau metalică.

Inima vegetală este confecţionată din fibre dure naturale (sisal, manila) sau dinfibre moi (cânepă, bumbac, iută) şi asigură o mare flexibilitate a cablului, o ungere dininterior a acestuia, întrucât este impregnată iniţial cu lubrifiant neutru şi asigură oamortizare a şocurilor în funcţionare.

Inima sintetică se confecţionează din fibre sintetice (nylon, capron) sau textilesintetice (poliamidă, polietilenă, polipropilenă) şi îndeplineşte aceleaşi funcţii ca şiinima vegetală.

Inima minerală se confecţionează din fibre de azbest neimpregnate în unsoriconsistente şi este frecvent întâlnită la cablurile care lucrează în medii cu temperaturiînalte.

Inima metalică se confecţionează din aceeaşi sârmă din care este confecţionatşi cablul, având forma unui toron de aceeaşi construcţie cu cea a cablului. Se utilizeazăîn cazul în care cablul este supus unor solicitări transversale mari şi reduceflexibilitatea acestuia.

Operaţia de înfăşurare în formă de spire elicoidale a sârmelor în toroane sau atoroanelor pe inima cablului, poartă denumirea de cablare.

Fig.1.1.Secţiuneatransversală printr-un

toron

a b cFig.1.2.Secţiunea transversală prin cabluri simple

Din punct de vedere al modului de înfăşurare, în secţiune transversală,cablurile pot fi: simple, duble şi triple.

Cablul simplu este alcătuit dintr-un singur toron înfăşurat în jurul unei inimicentrale. În funcţie de construcţia stratului exterior, cablurile simple pot fi: deschise,semideschise şi închise (fig.1.2).

Cablurile simple deschise au stratul exterior format numai din sârme desecţiune circulară (fig.1.2.a).

Cablurile simple semideschise au stratul exterior format din sârme profilatecare alternează cu sârmele de secţiune circulară, astfel încât împreună formează osuprafaţă cilindrică care asigură o închidere relativă a straturilor interioare (fig.1.2.b).

Cablurile închise au stratul exterior format din sârme profilate, dispuse în aşafel încât să formeze o suprafaţă cilindrică cât mai netedă, asigurând în acest mod o



bună închidere a straturilor interioare (fig.1.2.c).Cablurile duble sunt alcătuite din mai multe cabluri simple înfăşurate în jurul

unei inimi centrale. Ele pot fi de construcţie normală, flexibilă şi concentrică (fig.1.3).Denumirea cablului rezultă din faptul că în afară de sârmele centrale ale toroanelor,toate celelalte sârme componente sunt de două ori înfăşurate în elice: odată în jurulaxei toronului şi a doua oară împreună cu toronul în jurul cablului.

a) construcţia normală b) construcţie flexibilă c) construcţia concentrică;Fig.1.3 Cabluri compuse duble

Cablurile de construcţie normală sunt cablurile obţinute prin înfăşurarea unuisingur strat de toroane pe o inimă centrală. Toroanele pot fi construite din sârmă deoţel de acelaşi diametru (fig.1.3.a) sau de diametre diferite (fig.1.4), iar inima poate fivegetală, minerală sau metalică.

Cablurile de construcţie normală cu toroane formate din sârmă de diametrediferite pot fi de construcţie Seale, construcţie Warington şi construcţie Filler.La cablurile de construcţie Seale (fig.1.4.a), fiecare toron este alcătuit dintr-o

sârmă centrală groasă peste care se înfăşoară un strat sau două straturi de sârme groasecare se aşează în adânciturile dintre sârmele subţiri ale stratului precedent.

La cablurile de construcţie Warington (fig.1.4.b), între sârmele ultimului stratal fiecărui toron sunt intercalate sârme de diametru mai mic.

La cablurile de construcţie Filler (fig.1.4.c), sârmele de diametru mai mic suntintercalate între sârmele cu diametru mai mare ale straturilor interioare ale toroanelor.

a) Construcţie Seale b) Construcţie Warington c) Construcţie Filler Fig.1.4.Cabluri compuse duble, de construcţie normală, cu toroane din sârme de diametre diferit



Cablurile triple sunt cabluri care se obţin prin înfăşurarea mai multor cabluriduble în jurul unei inimi centrale şi pot fi de construcţie normală sau concentrică(fig.1.5).

Fig.1.5.Cablu compus, construcţie triplă

Sârmele utilizate laconfecţionarea cablurilor de oţelsunt realizate prin trefilare, dinoţel carbon de calitate, mărcileOLC 35, OLC 45, OLC 55 şiOLC 60.

Acestea se execută fie cusuprafaţa în stare neacoperită,mată, fie în stare acoperită în

scopul protecţiei împotrivacoroziunii, în una din variantele:zincată înainte de trefilare sauzincată trasă (zt), zincată cu stratgros de zinc (G), zincatăelectrolitic (g) şi stanată (S).

Din punct de vedere al sensului de înfăşurare al stratului exterior al cablului,(adică sensul de înfăşurare al sârmelor şi al toroanelor din acest strat exterior), sedeosebesc două sensuri de cablare:

a) cablare pe stânga, simbolizată cu litera “s” b) cablare pedreapta, simbolizată cu “z”.

a) cablare stânga; b) cablare dreaptaFig.1.6.Sensuri de cablare

Aceste simbolizări provin dela direcţia în care sunt îndreptatespirele cablului când acesta este

privit în poziţia verticală (fig.1.6).Toroanele pot avea, funcţie de

cerinţele de exploatare, diferitemoduri de înfăşurare în cablu şianume: S/z; Z/z; S/s; Z/s şi Z/sz.

Notaţiile au următoarelesemnificaţii: prima literă aratăsensul de înfăşurare al toronului în

cablu, iar cea de-a doua literă sensulde înfăşurare al sârmei în toron.

Cablarea paralelă este atunci când sensul de înfăşurare al toronului coincidecu sensul de înfăşurare al sârmelor în toroane (fig.1.7.a,b).

Cablarea în cruce se obţine atunci când sensul de înfăşurare al toroanelor esteinvers sensului de cablare al sârmelor din toroane (fig.1.7.c,d).



Cablarea mixtă este atunci când toroanele au sensul de înfăşurare pe dreaptasau pe stânga, iar sensul de înfăşurare al sârmelor din toroane este atât pe stânga cât şi

pe dreapta, alternând succesiv (fig.1.7.e).

a) cablare paralelă dreapta (Z/) b) cablare paralelă stânga (S/s)

c) cablare în cruce Z/s d) Cablare în cruce S/z

e) cablare mixtă Z/sz şi S/sz Fig.1.7.Tipuri de cablări

Stabilirea relaţiei pentru calculul tensiunii maxime din sârmele cablului,reprezină o problemă dificilă din cauza complexităţii stării de solicitare a acestuia.

Particularităţile constructive şi caracterul solicitărilor cablurilor în timpulexploatării, determină apariţia în cabluri a unor fenomene complexe, datorită căroratensiunea maximă din sârmele cablului poate fi determinat analitic numai cu oarecareaproximaţie.

Principalele solicitări care apar în cabluri sunt:- întinderea care apare datorită sarcinii utile care este ridicată sau coborâtă;- încovoierea, ce apare datorită înfăşurării cablului pe organele de ghidare;

- răsucirea, datorită tendinţei sârmelor cablului de a se desrăsuci;- presiunea de contact , datorită presiunii exercitate de sârmele alăturate din cablu.Ţinând cont de faptul că durata de serviciu a unui cablu este influenţată de

fenomenele de oboseală, prin numărul maxim de îndoiri pe care îl suportă cablul,



relaţia pentru calculul exact al tensiunii maxime din cablu este greu de stabilit; chiar dacă ar putea fi stabilită o asemenea relaţie, practic nu ar putea fi utilizată din cauzacomplexităţii sale.

Metodele de calcul reflectă atât problemele de rezistenţă ale cablurilor înexploatare cât şi problemele referitoare la durata de serviciu a acestora. Se cunosc douămetode de calcul a cablurilor: o metodă bazată pe rezistenţa admisibilă a materialuluisârmelor din care este confecţionat cablul şi o metodă bazată pe calcule de durabilitatea cablului în exploatare.

Calculul pe baza rezistenţei admisibile constă în determinarea secţiuniitransversale a cablului ţinând seama de valoarea rezistenţei admisibile a oţelului dincare este executat cablu. Metoda este propusă de Reuleuax, corectată de Bach şi ţineseama atât de solicitarea la întindere, cât şi de solicitarea la încovoiere produsă de

înfăşurarea cablului pe organele de ghidare şi acţionare; aceste două solicitări auvaloare semnificativă în comparaţie cu celelalte două (răsucirea şi presiunea decontact), care se neglijează în calcule.

Tensiunea normală de întindere care apare în cablu se determină cu relaţia:

[ ]2t mm/ N ,

A

S=σ (1.1)

în care:S – forţa de tracţiune în ramura cea mai încărcată a cablului, [N];A – aria secţiunii transversale nete a cablului, [mm2];Pentru determinarea tensiunii normale de încovoiere, se consideră cazul

simplificat, când o singură sârmă cu diametru δ se înfăşoară peste o rolă de deviere cudiametrul D (fig.1.8).

Fig.1.8 Schema de calcul a tensiunii normale de încovoiere

Lungimea fibrei exterioarea sârmei este:

α⋅

δ+==

2

DLAB

în care:D – diametrul rolei deghidare a cablului, [mm];

δ - diametrul sârmei [mm]; α - unghiul de înfăşurare,

[grade].

Înainte de încovoiere, această fibră a avut o lungime egală cu lungimea axeineutre a porţiunii înfăşurate, adică:

α⋅

δ

+==22

D'LCE

Alungirea fibrei considerate este:



δ+δ

=δ

+

δ=

α⋅

δ+

α⋅ δ+−α⋅ δ+=

−=ε

D22

D2

2

D

22

D

2

D

L

'LL

Întrucât: D<<δ , se consideră 0→δ şi vom aveaD

δ=ε .

În baza legii lui Hooke, avem:

ED

Ei ⋅δ

=⋅ε=σ (1.2)

în care:25

mm/ N101,2E ⋅= - modulul de elasticitate longitudinal al materialului sârmei.Această tensiune calculată se corectează cu un coeficient β care ţine seama de

toate sârmele din componenţa cablului. După Bach, acest coeficient se ia egal cu 3/8,astfel că formula de calcul (1.2) devine:

[ ]2i mm/ NED8

3E ⋅

δ⋅=⋅ε⋅β=σ (1.3)

Tensiunea maximă din cablu este:

cDE

A

S r ait

σ=σ≤

δ

⋅⋅β+=σ+σ=σ (1.4)

Din relaţia (1.4) se deduce aria secţiunii transversale necesară a cablului:

[ ]2

r nec mm

DE

c

SA δ

⋅⋅β−σ=

în care:σr – rezistenţa la tracţiune a materialului sârmelor, [N/mm2];c – coeficient de siguranţă, [-];

D

δ- raportul dintre diametrul sârmei din cablu şi diametrul nominal al

tamburului de sau al rolelor de înfăşurare, [-];

Se adoptă:600

1...

500

1

D=

δ, pentru tamburi;

700

1...

500

1

D=

δ, pentru role.

Diametrul nominal Drolă se calculează cu ajutorul relaţiei (1.5) funcţie dediametrul nominal al cablului d.

( ) d1hhD 21rola ⋅−⋅≥ (1.5)

în care:h1 – coeficient funcţie de grupa de funcţionare a mecanismului şi de tipul

constructiv al cablului; e1 = 13 … 28;



a)Cablu cu matisare

b)Cablu cu ochet şi matisarea capetelor cablului

c)Cablu cu ochet şi prindere cu clemeFig.1.9.Îmbinarea capetelor cablurilor cu ajutorul ocheţilor

h2 – coeficient funcţie de numărul de îndoiri ale cablului ; h2 = 1…1,25;d – diametrul nominal al cablului, [mm];Diametrul nominal Dtobă al tobelor se calculează cu ajutorul relaţiei (1.6)

funcţie de diametrul nominal al cablului d.deeD 21 ⋅⋅≥ (1.6)

în care: e1 – coeficient funcţie de construcţia cablului; e1 = 18 … 30;e2 – coeficient funcţie de modul de înfăşurare al cablului; e2 = 0,75…1;d – diametrul nominal al cablului, [mm];

Îmbinarea capetelor cablurilor se realizează fie prin matisare, fie cu ajutorulocheţilor, prin matisarea capetelor cablului sau prin prindere cu cleme.Îmbinarea prin matisare constă în împletirea toroanelor unui cablu cu cele ale

cablului care se înnădeşte, după ce în prealabil au fost îndepărtate inimile (fig.1.9.a).Datorită faptului că îmbinarea cablurilor prin matisare reduce durata de

exploatare a cablului, acest mod de îmbinare nu se utilizează la cablurile pentruridicare.

Sistemul de îmbinare cu ajutorul ocheţilor este cel mai simplu mod deîmbinare al cablurilor. Capetele cablurilor care se înădesc sunt prevăzute cu câte un



Fig.1.10 Fixarea cablului prin manşon şi despletire

Fig.1.11 Fixarea cablului cu manşon şi pană conică

ochet, care se introduce unul în celălalt. Ochetul se confecţionează din oţel sau dinfontă în scopul protejării cablului împotriva deteriorării. Pentru montarea ochetului,cablul se aşează în canalul prevăzut la periferia acestuia, iar capătul liber al cablului sesolidarizează cu partea activă a acestuia prin matisare (fig.1.9.b) sau cu ajutorulclemelor (fig.1.9 c.). Pentru matisarea capătului scurt al cablului acesta se despleteşte



în toroane se înlătură inima centrală, apoi se trec toroanele succesive unele printrecelelalte.

Porţiunea împletită este înfăşurată apoi cu sârmă moale pe lungimea l = 400mm, la cablurile cu diametrul sub 12 mm şi pe lungimea l = 700 mm la cablurile cudiametrul peste 12 mm.

Distanţa dintre cleme şi numărul acestora se alege în funcţie de diametrulcablului conform tabelului 1.1.Tabelul 1.1

Diametrul cablului [mm] Numărul clemelor Distanţa între cleme [mm]Sub 11,0 2 80

11,1 ÷ 15,5 3 100

15,6 ÷ 20,5 4 120

20,6 ÷ 25,55 150

25,6 ÷ 28,0 6 180

28,1 ÷ 34,5 7 230

Fixarea capetelor cablurilor se poate realiza prin intermediul manşoanelor, prin despletirea capetelor cablului (fig.1.10) sau prin prinderea acestuia cu pană conică(fig.1.11).

Pentru fixarea cablului prin intermediul manşonului, cu despletirea toroanelor cablului, se înlătură inima centrală, iar capetele sârmelor se îndoaie în formă de cârligşi se introduc în manşon. Se toarnă apoi în manşon un aliaj de cositor sau plumb. În

prealabil sârmele cablului se decapează pentru a asigura priza prin compoziţie.Fixarea cablului prin intermediul manşonului cu pană prezintă avantajul unei

montări şi demontări mai rapide. Manşonul se execută din oţel turnat având o formătronconică.

Pana de fixare are executat pe extremităţi un canal în care se aşează cablul.Fixarea capătului cablului se realizează prin strângerea acestuia între corpulmanşonului şi canalul penei. Cu cât forţa de tracţiune este mai mare cu atât strângereacablului este mai puternică.

Fixarea capetelor cablurilor prin metodele menţionate mai sus asigură o bună prindere a acestora.

1.1.2.Lanţuri

Lanţurile reprezintă o altă categorie de organe flexibile de tracţiune,

suspendare şi legare, frecvent utilizate la utilajele metalurgice.Din punct de vedere constructiv lanţurile pot fi: lanţuri sudate şi lanţuriarticulate (cu eclise şi bolţuri).

Lanţurile sudate (fig.1.12) sunt alcătuite din zale de formă ovală, executatedin oţel prin îndoire şi sudare cap la cap. Lanţurile sudate pentru tracţiune suntstandardizate conform STAS 1528-68.

Din punct de vedere al toleranţelor de execuţie deosebim: lanţuri calibrate şilanţuri necalibrate. Din punct de vedere al lungimii zalelor deosebim: lanţuri cu zale scurte şi lanţuri cu zale lungi.



Lanţurile calibrate pot fi atât cu zale scurte, cât şi cu zale lungi şi suntcaracterizate prin toleranţe mai strânse ale pasului. Ele sunt destinate să lucreze pe roţisau tobe profilate cu locaşuri.

Lanţurile necalibrate pot fi şi ele cu zale scurte sau lungi; sunt caracterizate prin toleranţe mai largi ale pasului şi a lăţimii exterioare. Aceste lanţuri sunt destinatesă lucreze pe roţi sau tobe profilate fără locaşuri sau dinţi. Zalele acestor lanţuri nu semai recalibrează, dimensiunile lor rămânând aşa cum rezultă din execuţia iniţială.

Fig.1.12.Schema constructivă a lanţului sudat

Lanţurile cu zale scurte sunt formate din zale cu pasul de 2,5…3 ori mai maredecât diametrul nominal d al oţelului rotund din care este confecţionat, iar cele cu zalelungi au pasul de 3,5 ori mai mare decât diametrul nominal d al oţelului din care esteconfecţionat.

Avantajul lanţurilor sudate constă în preţul scăzut şi flexibilitatea mare în toatedirecţiile, care permite ghidarea lor pe roţi şi tobe cu diametre mici.

Dezavantajul lanţurilor sudate constă în siguranţa scăzută în exploatare, uzură

rapidă a suprafeţelor zalelor în contact, precum şi caracterul neuniform al mişcării(elasticitate redusă a lanţului, care duce la o funcţionare cu şocuri). Aceste dezavantajelimitează utilizarea lanţurilor la viteze sub 1 m/s.

În cazurile izolate, lanţurile sunt folosite ca organe flexibile de tracţiune la palane simple pentru mecanismele de ridicare. În acest caz, se folosesc lanţuri cu zalescurte calibrate care permit reducerea diametrelor roţilor de acţionare, iar încovoiereazalelor la înfăşurarea lor peste role sau tobe este mai mică. În mod obişnuit, lanţurilesudate se utilizează numai pentru atârnarea sarcinilor de cârlig.

Calculul lanţurilor sudate se realizează pe baza sarcinii de rupere.Zalele lanţurilor sudate sunt considerate ca fiind bare cu axă curbă şi din punct

de vedere al forţelor exterioare ele sunt static nedeterminate. Din acest motiv, calcululexact al lanţurilor sudate prezintă dificultăţi.

Sarcina de rupere este dată de relaţia (1.7):] N[ScPr ⋅= , (1.7)

în care: c – coeficient de siguranţă la tracţiune ale cărui valori sunt date în tabelul 1.2.S – forţa de tracţiune efectivă din lanţ [N].

Tabelul 1.2Felul acţionării Tipul lanţului c

manuală necalibrat 3,0mecanică necalibrat 6,0



manuală calibrat 4,5mecanică calibrat 8,0lanţuri de legare 6,0

Deoarece în calcul s-a neglijat solicitarea la încovoiere a zalei lanţului, careapare la înfăşurarea lanţului pe role sau tobe, se recomandă ca diametrul nominal alrolelor şi tobelor să se aleagă în funcţie de modul de acţionare, astfel:

D ≥ 20⋅ d – cazul acţionării manuale;D ≥ 30⋅ d – cazul acţionării mecanice.

Lanţuri cu eclise şi bolţuriLanţurile cu eclise şi bolţuri (fig.1.13) sunt alcătuite din plăcuţe, legate

articulat cu ajutorul unor bolţuri. Ele se utilizează ca organe pentru ridicarea sarcinilor

la palanele cu acţionare manuală şi mecanismele de ridicare cu acţionare mecanică, cuo capacitate mare şi cu viteze mici de ridicare.

Fig.1.13. Lanţ cu eclise şi bolţuri În comparaţie cu lanţurile sudate, lanţurile cu eclise şi bolţuri au avantajul unei

siguranţe mai mari în exploatare şi uzură mai redusă a suprafeţelor în contactDezavantajul lanţurilor cu eclise şi bolţuri constă în flexibilitatea redusă la un singur

plan, construcţie complexă (deci, preţ de cost mai ridicat), sensibilitate la medii umedeşi cu praf.

Lanţurile cu eclise şi bolţuri sunt cunoscute şi sub denumirea de lanţuri Galle.Eclisele lanţului se execută prin ştanţarea din tablă de oţel cu un conţinut ridicat decarbon sau din tablă din oţeluri aliate de cementare. Fixarea lanţurilor articulate se face

prin intermediul eclisei mai mari şi a unui bolţ cu diametrul mărit fixat în aceastăeclisă.

Calculul lanţurilor articulate cu eclise şi bolţuri se efectuează pe bazasarcinii minime de rupere cu relaţia:

] N[ScPr ⋅= , (1.8)



în care: S – forţa de tracţiune care acţionează asupra lanţului, [N];c – coeficientul de siguranţă la tracţiune.

1.2.Organe de ghidare şi de acţionare a elementelor flexibile

Organele pentru ghidarea şi acţionarea elementelor flexibile, specificeutilajelor metalurgice, servesc la modificarea direcţiei acestora şi pentru suspendareadiferitelor tipuri de sarcini respectiv transmiterea mişcării la elementul flexibil detracţiune. În schema de mai jos se prezintă clasificarea organelor de ghidare şi deacţionare a elementelor flexibile.

Clasificarea organelor de ghidare şi de acţionare a elementelor flexibile.

1.2.1.Role de ghidare pentru cabluri şi lanţuri

Rolele de cablu sunt organe pentru dirijarea cablurilor din oţel şi se execută înconstrucţie turnată din fontă sau oţel, precum şi în construcţie mixtă, prin sudareaelementelor componente: butucul, spiţele şi obada. Ele prezintă avantajul uneiînfăşurări normale şi sigure a cablului, precum şi un contact favorabil al acestuia curola. În fig.1.14 se prezintă construcţia rolelor turnate şi sudate. Obada roţii este



prevăzută cu un canal al cărui profil asigură o bună conducere a cablului şi exclude posibilitatea de înţepenire respectiv uzura rapidă a cablului.

Inima rolelor de cablu poate fi plină, prevăzută cu goluri de uşurare sau prevăzută cu nervuri şi goluri, funcţie de diametrul lor.

a) rola turnată b) rolă sudată

Fig.1.14 Role de ghidare pentru cabluri

Dimensiunile caracteristice ale rolelor de cablu sunt acelea care determinăforma şi mărimea profilului canalului pe care se înfăşoară cablul, profilul ale căruidimensiuni sunt stabilite prin STAS 3208-72, în funcţie de diametrul cablurilor deînfăşurare (fig.1.15).

Rolele pentru cabluri se montează pe o osie, fie prin intermediul unei bucşe de bronz sau fontă, fie pe lagăre de rostogolire cu rulmenţi. La dispozitivele care lucreazăla sarcini mici, rola poate fi montată direct pe osie fără a se mai folosi bucşe.

Presiunea admisibilă între bucşe şi osie are valoarea cuprinsă între p a = 4…6 N/mm2 pentru bucşe executate din fontă şi pa = 10…15 N/mm2 pentru bucşe executatedin bronz.



Fig.1.15. Profilul canalelor rolelor pentrucabluri

Montarea rolelor pe osii cuajutorul rulmenţilor se impune lazonele greu accesibile cum ar fi deexemplu, rolele montate la capătulsuperior al unui braţ de macara. Osiase confecţionează din oţel şi sedimensionează la încovoiere, forţa ceacţionează asupra osiei reprezentândrezultanta efortului S din cele douăramuri ale cablului.

Lungimea butucului roţii sealege constructiv:

( ) osied5,18,0l ⋅÷≥ [mm].Soluţiile uzuale de montaj ale rolelor de cablu sunt indicate în fig.1.16. Lamontajul rolelor trebuie să se acordeo atenţie deosebită aşezării cablurilor faţă de planul rolei spre a evitacontactul dintre cablu şi bordurarolei, întrucât aceasta creează

posibilitatea de cădere a cablului de pe rolă. Acest lucru se impune deoarece nuîntotdeauna este posibilă menţinerea ramurilor cablului în planul rolei.

a – cu posibilitatea oscilării în jurul osiei; b – cu plăci de protecţie contra căderii cablului.Fig.1.16. Montajul rolelor

Montajul rolelor se poate face cu posibilitatea oscilării în jurul osiei(fig.1.16.a) şi cu plăci de protecţie contra căderii cablului (fig.1.16.b).Calculul randamentului rolelor se efectuează luând în considerare pierderile carerezultă în funcţionarea ansamblului, pe de o parte datorită rigidităţii cablului şi pe dealtă parte datorită frecărilor din lagărele rolelor.



Fig.1.17. Deformarea cablului pe rolă în mişcare

Pierderile provocate derigiditatea cablului sunt determinatede rezistenţa elastică de deformare asârmelor componente şi de frecareainterioară a acestora. Datoritărezistenţei elastice de deformare, înmomentul înfăşurării pe rolă, cablulse deplasează spre exterior faţă de

poziţia lui teoretică, cu o anumitădistanţă δ1, iar ramura de cablu carese desfăşoară se deplaseazăaproximativ cu aceeaşi distanţă spre

interior δ2, deoarece cablul, datorităfrecării interioare caută să-şi păstrezeforma iniţială (fig.1.17).Considerând condiţia de echilibru arolei, tensiunea din ramura cabluluicare se desfăşoară, va trebui să fie

mai mare cu o valoare “s” decât tensiunea din ramura cablului care se înfăşoară, tocmai pentru a învinge rezistenţa datorată rigidităţii cablului şi care se opune deformării saleîn punctul de înfăşurare şi desfăşurare.

Din condiţia de echilibru a rolei, rezultă:

( )

δ−⋅+=

δ+⋅ 212

DsS

2

DS (1.9)

de unde obţinem valoarea lui s:

2

21

2

DSs

δ−

δ+δ⋅=

, (1.10)

în care:s – rigiditatea cablului, [N]S – tensiunea care apare în ramura cablului care se desfăşoară, [N];D – diametrul nominal al rolei, [mm].Pe baza experimentărilor efectuate în acest domeniu, s-au stabilit pentru

cablurile de oţel cu diametrele cuprinse între 13…20 mm, ce se înfăşoară pe role cu

diametrele între φ 500 şi φ 900 mm şi supuse la sarcini între 100…400 N, următoarelevalori ale rigidităţii cablului:

( ) ] N[300SD

d063,0s

2

+⋅⋅= pentru cabluri paralele;

( ) ] N[500SD

d09,0s

2

+⋅⋅= pentru cabluri în cruce;

Valoarea pierderilor din cauza rigidităţii cablului la o rolă nu depăşeşte 1%indiferent de unghiul de înfăşurare al cablului.



Pierderile datorită frecării din lagărul rolei, depind de presiunea pe lagăr, decide rezultanta R a tensiunilor din cablu. La un unghi de 1800, rezultanta R ≅ 2 S.

Momentul de frecare în lagăr se determină cu relaţia:

2

dS2M 1

f ⋅µ⋅⋅= (1.11)

Acest moment Mf trebuie să fie învins de o forţă suplimentară dată de relaţia:

D

dS2's 1⋅µ⋅⋅= (1.12)

în care: d1-diametrul lagărului roţii, [mm]µ - coeficient de frecare la alunecare,[-]Astfel, valoarea pierderilor totale este s+ 's , iar randamentul rolei reprezintă

raportul:

µ⋅⋅+δ−

δ+δ+

=++

=η

D

d2

2

D1

1

ssS

S

1

2

21'

(1.13)

În general, în proiectare, randamentul rolelor nu se calculează ci se adoptă,conform tabelului 1.3.

Randamentul rolelor Tabelul 1.3Role montate pe lagăre de

alunecareRole montate pe lagăre de

rostogolireCu unghi de

înfăşurare de 90

0Cu unghi de

înfăşurare de 180

0Cu unghi de

înfăşurare de 90

0Cu unghi de

înfăşurare de 90

0

η = 0,96 η = 0,95 η = 0,98 η = 0,97

1.2.2. Roţi stelate de acţionare

Roţile stelate cunoscute şi sub denumirea de roţi cu came, sunt utilizate pentruacţionarea lanţurilor cu eclise şi bolţuri. Roţile stelate, de obicei, se execută înconstrucţie turnată din oţel; uneori acestea se forjează din oţeluri carbon obişnuite saudin oţeluri aliate. Randamentul roţilor stelate are valori cuprinse între η = 0,95... 0,96.

Caracteristicile geometrice ale roţilor stelate sunt prezentate în fig.1.18.Din fig.1.18 rezultă: AB = t/2Dar: AB = OA ⋅ sin α/2

sau

2sin

2

D

2

t p α⋅=

din care rezultă valoarea lui pD pentru,z

3600

=α , adică:

z

180sin

tD

0 p =

în care:D p – diametrul de divizare sau primitiv, [mm];



t – pasul lanţului articulat, [mm];z – numărul de dinţi al roţii, [-];

Fig. 1.18. Caracteristicile geometrice ale roţilor stelate

Pentru celelalte dimensiuni ale roţii stelate se dau următoarele relaţii de calcul:Ds – diametrul exterior al roţii:

Ds = D p + 1,2⋅ d1, [mm];D1 – diametrul interior al roţii, (cercul tangent la baza dinţilor):

Di = D p – d1, [mm];R – raza flancului dinţilor;

R = t – r, [mm];r - raza dintelui sub cercul de divizare; se alege constructiv; r =0,53⋅ d1[mm],în care:

d1 – diametrul bolţului lanţului articulat, [mm];a – lăţimea interioară a dintelui, [mm];

b – lăţimea piciorului dintelui; b = 0,9⋅ a, [mm]; b1 – lăţimea capului dintelui; b1 = b- 0,16⋅ t, [mm];Dr – diametrul cercului auxiliar; Dr = D p- 0,2 ⋅ t, [mm];

Numărul de dinţi ai roţii se stabileşte din condiţia unei funcţionări fără şocuri,astfel:

n ≥ 5, pentru viteza lanţului sub 0,5 m/s;n ≥ 7, pentru viteza lanţului sub 0,5...0,75 m/s;n ≥ 9, pentru viteza lanţului sub 0,75...1,0 m/s;n ≥ 11, pentru viteza lanţului peste 1 m/s;Roţile stelate cu un număr mic de dinţi şi cu diametrul de divizare relativ mic

se execută dintr-o singură bucată cu arborele, prin forjare. Roţile stelate se pot montafie liber pe arbore, fie rigid pe aceasta.

1.2.3. Tamburi pentru acţionare



Tamburii (tobele) pentru acţionarea cablurilor sunt organe specifice troliilor pecare se înfăşoară şi cu ajutorul cărora se acţionează ramurile active ale acestora.

Tamburii pot avea formă cilindrică, tronconică sau hiperboloidală, iar antrenarea cablului are loc fie datorită fixării acestuia pe tambur (fig.1.19), fie prinfricţiune (fig.1.20).

Fig. 1.19. Tobă cu fixare

Fig. 1.20. Tobă cu fricţiuneTobele cu fricţiune sunt folosite la mecanismele destinate deplasării sarcinilor

pe direcţie orizontală - cabestane. La aceste tobe, mişcarea se transmite cabluluidatorită frecării dintre cablu şi tobă, pe care se află înfăşurat întotdeauna un număr constant de spire. Tobele cilindrice prezintă dezavantajul unei lungimi mari, deoarecespirele înfăşurate se deplasează în timpul înfăşurării în lungul tobei, lungimea tobeifiind deci funcţie de lungimea cablului ce se înfăşoară. La tobele cu diametru variabil,acest dezavantaj nu există, deoarece cablul alunecă mereu spre porţiunea de diametruminim.

Suprafaţa activă a tamburilor poate fi netedă sau canelată.



Tamburii netezi se utilizează la troliile cu acţionare manuală şi mecanică,atunci când cablul este de lungime foarte mare şi se înfăşoară pe tambur în straturisuprapuse (fig.1.21).

Fig.1.21. Tambur cu suprafaţă netedă

Tamburii cu suprafaţă canelată au geometria canelurii definită în profil normalde raza de racordare a şanţului r şi de pasul înfăşurării elicoidale t. Utilizareatamburilor canelaţi, prezintă avantajul asigurării unei mai mari durabilităţi a cablului,atât prin evitarea frecării laterale a spirelor vecine, cât şi prin reducerea tensiunilor decontact. De asemenea, prin canelare se asigură înfăşurarea regulată a cablului pe

tambur, spiră lângă spiră, fără suprapunerea lor.Profilul canelurii este standardizat în funcţie de diametrul cablului înfăşurat pe

tobă, conform STAS 6979-83.Tamburii pe care se înfăşoară o singură ramură activă a cablului sunt simplu

canelaţi (fig.1.22.a), canelura fiind de regulă orientată spre dreapta, iar tamburiiutilizaţi pentru palane gemene sunt dublu canelaţi (fig.1.22.b). Cele două porţiuniactive sunt canelate în sensuri opuse, iar cele două ramuri ale cablului se înfăşoară dela extremităţi spre zona mediană a tamburului. Această zonă are o porţiune inactivă(necanelată), pentru care se va lua în considerare spire de rezervă.

Tamburii pentru cabluri se execută prin turnare, din oţel OT 40-1, OT 55-1 saudin fontă Fc 200 sau în construcţie mixtă prin sudare.

Calculul tamburilor presupune determinarea dimensiunilor principale aleacestora, care sunt: diametrul nominal, lungimea activă, numărul canelurilor şigrosimea peretelui tamburului.



a) tambur simplu canelat

b) tambur dublu canelat Fig.1.22. Tamburi canelaţi pentru acţionarea cablurilor

Diametrul nominal al tamburilor se determină în funcţie de diametrul cabluluiutilizat, după relaţia (1.6).

Lungimea activă a tamburilor canelaţi se determină în funcţie de numărul totalde spire şi de pasul înfăşurării, cu relaţia (1.14)

( ) tzzl 0 ⋅+= (1.14)în care: z – numărul necesar de spire;

z0 – numărul spirelor de rezervă, z0 = 1,5 ÷ 2;t – pasul canalului elicoidal, standardizat în STAS 6979-83 şi pentru câteva

dimensiuni de diametre de cabluri, pasul se redă în tabelul 1.4.Tabelul 1.4

Parametrulcanalului

Diametrul cablului [mm]8 10 16 20 22 27 30 33 35 37 39 41 45

t 9 11,5 18 22 24 29 33 36 38 40 42 44 49r 4,2 5,3 8,5 11 12 15 16 18 19 20 21 22 24a 2,8 3,7 6,4 7 8 8,7 11,5 10,5 11,1 11,9 13,1 14 14,1

Numărul total de spire se determină cu ajutorul relaţiei:



D

Lz ⋅π= (1.15)

în care: L – lungimea cablului care se înfăşoară pe tambur, [mm];D – diametrul nominal al tamburului, [mm].Determinarea lungimii totale a tamburului se efectuează cu relaţia (1.16)

tzD

Lkl 0 ⋅

+

⋅π⋅= (1.16)

în care: k – coeficientul care ţine seama de tipul tamburului;k = 1, pentru tamburi simpli şi k = 2, pentru tamburi dubli.În figura 1.23 este prezentată o secţiune longitudinală prin canelura tobei, unde

sunt reprezentaţi parametrii constructivi ai canelurii.

Fig.1.23. Secţiunea prin canelura tamburului

Corpul tamburilor este solicitat la răsucire, încovoiere şi compresiunetransversală datorită înfăşurării cablului.

Întrucât tensiunile datorate solicitărilor de răsucire şi încovoiere sunt foartemici în comparaţie cu tensiunea produsă de compresiunea transversală, pereteletamburului se calculează numai ţinând cont de această solicitare.

Calculul la compresiune transversală se efectuează considerând toba ca uncilindru cu pereţi groşi supus unei presiuni exterioare, uniform distribuită pecircumferinţa tamburului, provocată de înfăşurarea cablului. Pentru aceasta seconsideră un semi-inel (fig.1.24), decupat din ansamblul tamburului, având grosimeaegală cu pasul înfăşurării. La capetele cablului înfăşurat pe semi-inel acţionează forţeleS, egale cu forţa de tracţiune din cablu.

Pe o suprafaţă elementară dA a semi-inelului considerat, acţionează forţaexterioară dP a cărei valoare este:

dA pdP ⋅=în care: p – presiunea ce acţionează pe unitatea de suprafaţă a tamburului ca urmare a

înfăşurării cablului pe acesta, [N/m2].



Fig.1.24. Solicitarea peretelui tobei la compresiune transversală

Din condiţia de echilibru rezultă:

∫ ∫ π π

ϕ⋅⋅=ϕ⋅=2

0

2

0

cosdA p2cosdP2S2 (1.17)

Dacă în relaţia (1.17) înlocuim pe dA cu valoarea sa: ϕ⋅⋅= dt2

DdA e

atunci rezultă expresia:

∫ π

⋅⋅=ϕ⋅ϕ⋅⋅⋅=2

0

ee Dt pdcosDt pS2 (1.18)

de unde obţinem valoarea presiunii:

eDtS2 p

⋅= (1.19)

Tensiunea maximă în fibrele interioare se determină cu relaţia (1.20) pentrucalculul tuburilor cu pereţi groşi fără presiune interioară

2i

2e

2e

maxDD

D p2

−⋅=σ (1.20)

în care: De ,Di - diametrul exterior, respectiv interior al tamburului, [mm];Dacă înlocuim valoarea presiunii în expresia (1.20) se obţine:

( )2

i

2

e

2e

max

DDt

DS4

−⋅

⋅⋅=σ

Deoarece: Di = De - 2δ, rezultă:

( ) ( ) ( ) ( ) ( ) δ⋅δ−⋅

⋅=

δ+−⋅δ−+⋅

⋅⋅=

−⋅+⋅

⋅⋅=σ

e

e

eeee

e

ieie

ema x

Dt

DS

2DD2DDt

DS4

DDDDt

DS4(1.21)

Întrucât De – diametrul tobei, este mult mai mare decât δ - grosimea acesteia,relaţia se mai poate scrie:



[ ].tSDt DS acce

emax σ≤δ⋅≅δ⋅⋅ ⋅=σ (1.22)

în care:δ - grosimea tamburului, [mm];t – pasul canelurii, [mm].σac – rezistenţa admisibilă la compresiune, [N/mm2].Din relaţia (1.22) se determină grosimea tamburului, astfel:

[ ]mmt

S

acσ⋅=δ (1.23)

Pentru rezistenţa admisibilă la compresiune σac se adoptă valorile:

σac = 70... 90 N/mm2

, pentru tamburi din fontă turnată;σac = 100 ... 120 N/mm2, pentru tamburi din oţel turnat.

Montajul tobelor se realizează în funcţie de condiţiile de exploatare conformschemelor din figura 1.25.

În fig.1.25.a – varianta 1, se prezintă schematizat tamburul fixat în punctele Bşi C pe arbore prin intermediul penelor, iar antrenarea se realizează prin intermediulroţii dinţate, arborele fiind solicitat la încovoiere şi răsucire.

În fig.1.25.a – varianta 2, este prezentat sistemul de antrenare al tamburului prin intermediul unei roţi dinţate, liberă pe arbore, iar toba este fixată rigid cu pană peacesta în punctul B. În această situaţie, arborele tamburului este solicitat la răsucire şiîncovoiere.

Varianta 1 Varianta 2a-montajul tamburilor pe arbore cu ajutorul penelor

Fig.1.25. Scheme pentru montajul tamburilor În fig.1.25.b, roata dinţată este solidarizată cu tamburul, iar ansamblul acestora

este liber pe arbore, care este fixat rigid în punctele A şi B. Arborele tamburului estesolicitat numai la încovoiere.

În fig.1.25.c, este prezentată schema de montaj a tamburilor în cazulsolicitărilor mari. Tamburul este acţionat prin intermediul a două roţi fixate rigid peacesta, ansamblul lor fiind liber pe arbore. În acest caz tamburul este dublu, iar pentruasigurarea repartiţiei egale a sarcinii pe cele două roţi dinţate, corpul tamburului seexecută din două părţi ce se rotesc pe arbore.



b-montajul liber al tamburului pe arbore c–variantă de montaj în cazul solicitărilor mari

Fig.1.25. Scheme pentru montajul tamburilor

Fixarea capetelor cablurilor pe tamburi se execută cu ajutorul clemelor şi prezoanelor, cu pană paralelă şi şuruburi de fixare şi cu pană înclinată.

Metoda cea mai utilizată pentru fixarea capetelor cablurilor este fixarea cuajutorul clemelor şi prezoanelor (fig.1.26), datorită uşurinţei demontaj şi a siguranţei în exploatare. În acest caz, clemele suntaşezate pe corpul tobei sub un unghi de 1200, fixarea realizându-se cuajutorul prezoanelor.

Fig.1.26.Fixarea cablului cu cleme şi prezoane

Pentru fixarea capătului cablului cu pană paralelă şi şuruburi de fixare(fig.1.27) sau cu pană înclinată (fig.1.28), în corpul tamburului sunt executate degajări(orificii) pentru montarea penelor.



Fig.1.27.Fixarea cablului cu pană paralelă şi şuruburi de fixare

Fig.1.28 Fixarea cablului cu pana înclinată

Pana paralelă de fixare are o formă specială şi este presată pe capătul cabluluicu ajutorul şuruburilor.

Pana înclinată este prevăzută cu un canal semicircular pe care se înfăşoarăcapătul cablului.

1.3 Organe de suspendare şi dispozitive de prindere a sarcinilor

Pentru suspendarea şi prinderea sarcinilor, utilajele metalurgice şi în modspecial instalaţiile de ridicat sunt dotate cu organe speciale pentru prinderea şisuspendarea sarcinilor şi elemente flexibile pentru ridicare, tracţiune şi manevrare..Clasificarea organelor de suspendare şi a dispozitivelor de prindere este prezentată înschema de mai jos:



Clasificarea organelor de suspendare şi a dispozitivelor de prindere

1.3.1. Organe pentru suspendarea sarcinilorSuspendarea sarcinilor se face în general prin intermediul cârligelor, pentru

sarcini cuprinse între 0,8…20 kN sau prin intermediul ocheţilor, pentru sarcini peste10 kN. Prinderea acestor organe la grupul mobil de role al mecanismului de ridicare seface în cadrul unui ansamblu denumit muflă. Această prindere trebuie să le asiguremobilitate de rotaţie faţă de o axă verticală şi una orizontală, astfel încât operaţia de

prindere a sarcinii să se facă cu uşurinţă.

1.3.1.1.Cârlige pentru suspendarea sarcinilorCârligele sunt organe standardizate conform STAS 1944-88, iar utilizatorului

îi revine sarcina de a alege tipul şi mărimea de cârlig potrivit sarcinii nominale şigrupei de funcţionare a mecanismelor din care fac parte.

Din punct de vedere al tehnologiei de execuţie se deosebesc: cârligele forjate,liber sau în matriţă, şi cârligele lamelare. Caracteristicile mecanice ale oţelurilor şimărcilor de oţeluri utilizate la confecţionarea cârligelor trebuie să fie corespunzătoarecu prevederile standardului conform claselor de rezistenţă a cârligului. Pentru evitarea



posibilităţii de cădere a sarcinii din cârlige, acestea, în mod obligatoriu, se vor livra cudispozitive de siguranţă.

Din punct de vedere constructiv, cârligele pot fi: simple (fig.1.29) şi duble(fig.1.30).

Fig.1.29. Cârlig forjat simplu

Pentru calculul ariei secţiunilor indicate în schemele prezentate (fig.1.29 şifig.1.30), se utilizează relaţiile: (1.25), (1.26) şi (1.27).

Aria secţiunii:

( )2h b bA 1 ⋅+≅ (1.25)

1

11

b b

b2 b

3

he

+⋅+

⋅= (1.26)

12 ehe −= (1.27)

Verificarea dimensionării cârligelor



Calculul cârligelor forjate este de fapt un calcul de verificare al tijei filetate şial corpului cârligului.

Tija filetată, atât pentru cârligele simple cât şi pentru cele duble, este solicitatăla tracţiune în zona de racordare.

Tensiunea normală de întindere este:

[ ]2a2

0

t mm/ N

4

d

Q

A

Qσ≤

⋅π==σ

, (1.28)

Fig.1.30. Cârlig forjat dublu

în care:Q – sarcina utilă ridicată cu ajutorul cârligului, [N];A - aria secţiunii tranversale a tijei filetate a cârligului, [mm2];d0 – diametrul minim de racordare a filetului la tijă, [mm].σa – rezistenţa admisibilă a materialului din care este confecţionată tija,

[N/mm2];



Corpul cârligului se comportă ca o bară curbă, iar încărcarea de calcul, care seconsideră aplicată vertical pe axa cârligului, produce o solicitare compusă de întindere,forfecare şi încovoiere.

Se consideră că forfecarea este neglijabilă comparativ cu celelalte douăsolicitări.

Tensiunea normală, datorată întinderii şi încovoierii, într-o fibră a unei secţiunistudiate (fig.1.29) este dată de relaţia:

[ ]2i mm/ Ny

y

K

11

A

M

A

N

+ρ

⋅+⋅⋅ρ

+=σ , (1.29)

în care:N – forţa de întindere-compresiune din secţiunea studiată, [N]; se consideră

pozitivă la solicitarea de întindere şi negativă la solicitarea de compresiune;A – aria secţiunii transversale studiate, [mm2];Mi – momentul încovoietor în secţiunea studiată[N⋅ mm]; se consideră pozitiv

când tinde să micşoreze raza de curbură şi negativ când o măreşte;K – coeficientul de formă al secţiunii, care se determină cu relaţia (1.30):

;dAy

y

A

1K

2

1

e

e∫

+

−

⋅+ρ

−= (1.30)

în care: ρ – raza de curbură a secţiunii studiate, [mm];y – distanţa până la fibra extremă a secţiunii studiate [mm]; se consideră

pozitivă dacă fibra extremă este întinsă şi negativă dacă fibra extremă este comprimată.Acest coeficient de formă se mai poate determina pe baza a două nomograme,

una în funcţie de raportul ρ/e1 (fig.1.31) respectiv în funcţie de rapoartele h/D şi b/b1

(fig.1.32).Calculul de verificare al corpului cârligelor forjate simple se efectuează în

două secţiuni: secţiunea A-B, obţinută prin secţionarea corpului cârligului cu un planorizontal şi secţiunea C-D, obţinută prin secţionarea corpului cârligului cu un planvertical, ambele trecând prin centrul corpului cârligului.

Pentru calculul tensiunilor normale efective în secţiunea A-B, se presupune căsarcina este suspendată de cârlig printr-un organ flexibil de prindere cu o singurăramură, astfel încât greutatea Q a sarcinii utile este dirijată după verticala ce trece princentrul de greutate al cârligului.

În această ipoteză, în secţiunea A-B lucrează o forţă normală de tracţiune: N = Q [N] şi un moment încovoietor M i, dat de relaţia (1.31), care tinde să măreascăraza de curbură a cârligului:



Fig.1.31.Nomogramă pentru determinarea coeficientului K funcţie de raportul ρ /e1

Fig.1.41 Nomogramă pentru determinarea coeficientului K funcţie de rapoartele h/D şi b/b1

[ ]m Ne2

aQM 1i ⋅

+⋅−= , (1.31)

în care:

ρ=+ 1e2

a- rază de curbură a cârligului;

e1 – distanţa de la centrul de greutate al secţiunii A-B până la fibra extremăinterioară a acesteia;

Se admite că centrul de curbură al axei neutre a cârligului în secţiunea A-Bcoincide cu centrul de greutate al secţiunii studiate.

Calculul tensiunii normale efective în secţiunea A-B se efectuează cu relaţia:



ye

2

a

y

K

1

A

Q

ye2

a

y

K

11

Ae2

a

e2aQ

A

Q

111

1

AB

++⋅⋅−=

++⋅+⋅

⋅

+

+−+=σ (1.32)

În funcţie de valoarea lui y se determină tensiunea în cele două puncte A şi Bale secţiunii studiate.

Tensiunea în fibra extremă interioară, când y = -e1 este:

[ ]21A mm/ N

2

ae

K

1

A

Q⋅⋅−=σ

(1.33)

iar în fibra extremă exterioară, când y = +e2, tensiunea va fi:

h2

ae

K 1

AQ

ee2

ae

K 1

AQ 2

21

2B

+⋅⋅−=

++⋅⋅−=σ

, (1.34)

în care:e2 – distanţa de la centrul de greutate al secţiunii A-B la fibra extremă

exterioară, [mm];h – înălţimea secţiunii A-B, [mm].

Fig.1.42.Schema prinderii sarcinii cu un organ flexibil cu două ramuri

Pentru determinarea tensiunilor în secţiunea C-D (fig.1.29) se

presupune că sarcina estesuspendată de cârlig printr-un organ

flexibil cu două ramuri, ca înfig.1.42. În acest caz, în fiecareramură a cablului acţionează o forţăde tracţiune care se determină curelaţia (1.35).

Din proiecţia pe verticală atuturor forţelor rezultă: QcosS2 =α⋅⋅

de unde:

[ ] N

cos2

QS

α= (1.35)

în care:Q – este greutatea sarcinii utile, [N];α - jumătatea unghiului dintre cele două ramuri ale organului flexibil de

prindere, [grade];Unghiul maxim de prindere a sarcinii αmax = 2α, se recomandă să nu

depăşească valoarea de 600.Descompunând forţele S se obţine:- o componentă perpendiculară pe planul secţiunii C-D:



[ ] Ntg2

Q

cos2

sinQsinS'S α⋅=αα⋅=α⋅= (1.36)

- o componentă paralelă cu planul secţiunii C-D:

[ ] N2

Q

cos2

cosQcosS''S =

αα⋅

=α⋅= (1.37)

Din analiza efectuată se observă că secţiunea C-D este supusă solicitării deîntindere (datorită componentei orizontale S’), forfecare (datorită componenteiverticale S’’) şi încovoiere datorată momentului Mi.

Efectul datorat solicitării de forfecare este neglijabil şi nu se va ţine cont de elîn continuare.

Tensiunea normală în secţiunea C-D se calculează cu relaţia (1.32), ţinându-secont de faptul că momentul încovoietor este:

α⋅

+⋅−= tge

2

a

2

QM 1i (1.38)

în care: e1 – distanţa de la centrul de greutate al secţiunii C-D la fibra extremăinterioară, [mm].

Se obţine:

[ ]2

1

1CD mm/ Ntg

ye2

ae

K

1

A

Q

2

1α⋅

++⋅⋅⋅−=σ

(1.39)

Pentru determinarea tensiunii în punctul C, situat pe fibra extremă interioară,

se admite unghiul 0max 60== α α şi y = -e1, obţinându-se:

[ ]2max

1C mm/ Ntg

2

ae

K 1

AQ

21 α⋅⋅⋅⋅=σ

(1.40)

iar tensiunea în punctul D, situat pe fibra extremă exterioară ( y = e2), este:

[ ]2max

2D mm/ Ntg

h2

ae

K

1

A

Q

2

1α⋅

+⋅⋅⋅−=σ

(1.41)

în care:h- înălţimea secţiunii C-D, [mm];A – aria secţiunii C-D, [mm2];e2- distanţa de la centrul de greutate al secţiunii C-D la fibra extremă exterioară

a acestuia, [mm];Cârligele forjate duble se calculează după aceiaşi metodologie ca şi cârligele

forjate simple, în două secţiuni: secţiunea E-F, care este o secţiune normală verticală cetrece prin centrul deschiderii cârligului, şi secţiunea G-H care este o secţiune normalăce trece prin centrul deschiderii cârligului şi punctul în care axa verticală a cârliguluiintersectează conturul inferior al acestuia.



Ipoteza de încărcare este aceeaşi pentru ambele secţiuni şi anume se presupunecă sarcina este suspendată de cârlig printr-un organ flexibil de prindere cu două ramuri,forţa de tracţiune din fiecare ramură fiind:

[ ] Ncos2

QS

α= (1.42)

în care:Q – greutatea sarcinii utile [N]; aceasta se amplifică cu un coeficient c1 = 1,33,

care ţine cont de o eventuală încărcare neuniformă a cârligului;α - jumătatea unghiului dintre cele două ramuri ale organului flexibil de

prindere, a cărui valoare maximă este αmax = 600.Pentru determinarea tensiunii normale în secţiunea G-H, forţa S se

descompune într-o componentă verticală N pe planul secţiunii:

( ) ( ) [ ] Ncos

sin

2

QsinS N

αβ+α⋅=β+α⋅= , (1.43)

şi o componentă paralelă cu planul secţiunii

( )( )

[ ] Ncos

cos

2

QcosS'S

αβ+α⋅=β+α⋅= (1.44)

în care:β - unghiul de înclinare faţă de verticală a secţiunii G-H, [grade].În secţiunea E-F, forţa normală de tracţiune S’ are valoarea:

( )( )

[ ] Ncos

cos

2

QcosS'S

αβ+α

⋅=β+α⋅= (1.45)

şi forţa tăietoare S’’ are valoarea:( )

( )[ ] N

cos

cos

2

Qcos'S''S

αβ+α

⋅=β+α⋅= (1.46)

Momentul încovoietor Mi în cele două secţiuni E-F respectiv G-H va fi:

( ) ( )

β+α⋅⋅+

+β+α⋅−⋅−= sin

2

a''Secos

2

a

2

a'SM 1i [N⋅ mm]

(1.47)iar dacă ţinem cont de valorile componentelor S’ şi S’’, se obţine relaţia (1.48):

( )[ ]mm Ne

2

a

cos

sin

2

QM 1i ⋅

+⋅

αβ+α

⋅−= (1.48)

în care:

2

a- raza curburii interioare a cârligului , [mm];

e1 – distanţa de la centrul de greutate al secţiunii EF la fibra extremă interioară,[mm].

Calculul tensiunii normale în secţiunea E-F este similar cu calculul de lacârligele forjate simple, cu luarea în considerare a valorii date de relaţia (1.48) pentrumomentul încovoietor.



Pentru calculul tensiunii normale în secţiunea G-H se neglijează efectul forţeităietoare şi se obţine:

( ) [ ]2

1

GH mm/ Ncos

sin

ye2

ay

K

1

A

Q

2

1

αβ+α

⋅++

⋅⋅⋅−=σ(1.49)

Admiţând că α = αmax, tensiunea în fibra extremă interioară (punctul G) pentruy = -e1 se determină cu relaţia (1.50):

( ) [ ]2

max

max1G mm/ N

cos

sin

2

ae

K

1

A

Q

2

1

αβ+α

⋅⋅⋅⋅=σ(1.50)

iar tensiunea în fibra extremă exterioară (y = e2), este dată de relaţia (1.51):

( ) [ ]2

1

2H mm/ N

cossin

h2

a eK 1

AQ

21 αβ+α⋅

+⋅⋅⋅−=σ (1.51)

în care:e2 – distanţa de la centrul de greutate al secţiunii G-H la fibra extremă

exterioară, [mm];h1 – înălţimea secţiunii G-H, [mm].

Cârligele lamelare simple şi duble (fig.1.43) prezintă, în raport cu cârligeleforjate, avantajul de a fi alcătuite din tole, pentru care se poate asigura o omogenitatesuperioară a structurii pe secţiune şi în consecinţă caracteristici fizico-mecanicesuperioare. Din acest motiv se recomandă utilizarea lor în cazul sarcinilor mari. Seutilizează cu precădere în oţelării la podurile rulante pentru manevrarea oalelor deturnare întrucât s-a constatat o comportare mai bună în condiţiile de expunereîndelungată la acţiunea temperaturii ridicate. Cârligele lamelare simple pentru oale deturnare sunt standardizate prin STAS 8058-73, în care sunt prevăzute 17 mărimi pentrusarcini nominale cuprinse între 1 kN şi 12,5 kN.

Lamelele (tolele) cârligului se execută din tablă laminată şi recoaptă şi serecomandă ca ele să fie astfel croite încât axa cârligului să fie orientată după direcţia delaminare a tablelor. Tăierea se face cu aparate de tăiere cu oxigen, după un contur maimare decât cel al lamelei în stare finită, astfel încât prin îndepărtarea adaosului de

prelucrare, prin polizare, să se elimine zona influenţată termic în procesul de tăiere.Calculul cârligelor lamelare simple este identic cu calculul cârligelor forjate

simple, deoarece elementele solicitate sunt:- tija cârligului, la solicitarea de întindere;- corpul cârligului, la solicitările de întindere şi încovoiere oblică.



Fig.1.43. Cârlig lamelar simplu

Calculul cârligelor lamelare duble se face în aceleaşi ipoteze şi se verifică înaceleaşi secţiuni ca şi cârligele forjate duble, fără considerarea momentului deîncovoiere oblică, întrucât aceste cârlige nu operează cu oale de turnare. Se va ţine contcă forma secţiunilor este similară celor întâlnite la cârligele lamelare simple.

Montajul cârligelor la grupul mobil de role ale palanelor de ridicare serealizează în cadrul unui ansamblu denumit muflă. Principala cerinţă impusă mufleieste asigurarea mobilităţii de rotaţie a cârligului după axa tijei sale, precum şi după oaxă perpendiculară pe aceasta.

Montarea cârligelor se realizează prin diverse soluţii constructive funcţie de

capacitatea de ridicare a macaralei. Se prezintă două soluţii de montaj: prin intermediultraversei (fig.1.44) sau direct pe osia rolelor (fig.1.45).

La montajul cu traversă, legătura dintre aceasta şi osia rolelor se realizează prin intermediul unor tiranţi care au rolul de a transmite efectul sarcinii utile de lacârlig, la rolele muflei.

Pentru a permite rotirea cârligului în traversă, piuliţa cârligului nu se strânge,lăsându-se un joc axial sau se montează cârligul pe un rulment axial.

Montarea cârligelor pe rulmenţi axiali este obligatorie pentru sarcini cedepăşesc 30 kN. Alegerea rulmenţilor se efectuează pe baza capacităţii de încărcare



statică egală cu greutatea sarcinii de ridicat. Piuliţa cârligului se asigură pentruîmpiedicarea deşurubării în timpul exploatării. Se foloseşte frecvent sistemul cu panătransversală.

Fig.1.44. Montajul cârligului pe traversă Fig.1.45 Montajul cârligului direct pe axa rolelor

Elementele de rezistenţă ale muflelor cînd nu se impun cerinţe speciale, seconfecţionează din următoarele materiale: osia rolelor, din OL 50; tiranţii din OL37 sau OL 52 şi traversa cârligului din OL 37 şi OL 50;

Traversa se montează astfel încât să se poată roti asigurând o uşoară

manipulare a cârligului în timpul lucrului.Construcţia unei traverse obişnuite se redă în fig.1.46, iar a tiranţilor desusţinere în fig.1.47.

Tiranţii pentru montarea traverselor se execută în construcţie sudată prevăzutăcu un sistem de ghidare a cablurilor ce se înfăşoară pe role.

Traversa este solicitată la încovoiere şi se calculează considerându-se ca ogrindă simplă rezemată pe tiranţi şi încărcată cu sarcina Q care se repartizează uniform

pe suprafaţa de sprijin a rulmentului axial.Tensiunea în secţiunea din mijlocul traversei este dată de relaţia (1.52):

( )

a

21y

ii

hd b6

12

DL

4

Q

W

Mσ≤

⋅−⋅

−⋅

==σ (1.52)

în care: Mi – momentul încovoietor maxim, [N⋅ mm];Wy – modulul de rezistenţă al secţiunii periculoase, [mm3];σa – tensiunea admisibila a materialului traversei, [N/mm2];



Fig.1.46. Traversă şi osie pentru montarea cârligelor Fig.1.47 Tirant

Presiunea de contact între osie şi tirant este:

a psd2

Q

A

Q p ≤

⋅⋅== (1.53)

în care:Q – sarcina care se transmite traversei, [N];A – aria suprafeţei de contact traversă-osie, [mm2];

pa – presiunea admisibilă de contact, [N/mm2].Sarcina Q care solicită osia, se consideră uniform distribuită pe lungimea

fusurilor şi se calculează la încovoiere.Tensiunea în secţiunea din mijlocul osiei este dată de relaţia (1.54):

( )a

21

y

ii

hd b6

12

D

2

L

2

Q

W

Mσ≤

⋅−⋅

−⋅

==σ (1.54)

iar în secţiunea de încastrare a fusurilor, tensiunea normală este:

a3id1,0

a2

Q

σ≤⋅

⋅=σ (1.55)

Tiranţii se verifică la întindere în secţiunile periculoase A-B, C-D, E-F(fig.1.47). Tensiunile în aceste secţiuni se determină cu relaţiile (1.56), (1.57), (1.58),(1.59).



a

1

ABs b2

Q

σ≤⋅⋅=σ (1.56)

( ) aCD sd b2

Qσ≤

⋅−⋅=σ (1.57)

( )

( )a22

22

EdR 2

dR 2 p σ≤

−

+⋅=σ (1.58)

( )a22F

dR 2

d2 p σ≤

−⋅=σ (1.59)

1.3.1.2. Ocheţi pentru suspendarea sarcinilor

În cazul sarcinilor de ridicat mari, peste 100 kN, în locul cârligelor se folosescocheţi (ochiuri) pentru ridicarea sarcinilor. Datorită formei lor închise, starea detensiune în ocheţi este mai redusă decât cea care se dezvoltă în cârlige, de unde rezultăavantajul unei greutăţi mai mici. Acesta reprezintă argumentul principal în justificarea

preferinţei pentru astfel de organe de suspendare a sarcinilor.Dezavantajul ocheţilor constă într-o oarecare dificultate a suspendării sarcinii,

deoarece organele auxiliare de legare trebuie introduse prin interiorul ochetului.Din punct de vedere al modului de execuţie, pot fi:- ochiuri rigide, forjate dintr-o bucată (fig.1.48);- ochiuri articulate realizate din plăci asamblate între ele prin bolţuri (fig.1.49).Ochiurile rigide se execută prin forjare liberă dintr-o singură bucată de

material. Se folosesc aceleaşi mărci de oţeluri folosite la cârligele forjate simple.Calculul ocheţilor rigizi se face considerând sistemul alcătuit din bare curbeînchise, ca fiind static nedeterminat.

Se consideră partea inferioară a ochetului solicitată la încovoiere şicompresiune. Solicitarea de încovoiere se transmite părţilor laterale care mai suntsolicitate suplimentar şi la întindere. Repartizarea momentelor încovoietoare şi aforţelor ce apar în secţiunea transversală a ochiului se prezintă în fig.1.48.

Valoarea aproximativă a momentului încovoietor în partea inferioară aochetului este dată de relaţia:

]mm N[6

LQM1 ⋅

⋅= (1.60)

iar în părţile laterale:]mm N[

12

LQM 2 ⋅

⋅= (1.61)

în care: Q – greutatea sarcinii de ridicat, [N];L –deschiderea ochetului, măsurată pe axa neutră, [mm].



Fig. 1.48. Ochiuri rigide

Tensiunea normală maximă datorată încovoierii şi compresiunii în parteainferioară a ochetului (secţiunea C-D) este dată de relaţia:

a

1

1

z

i

A

P

W

Mσ≤+=σ (1.62)

în care: Mi – momentul încovoietor total în secţiune, adică:

]mm N[ tgx2

Q

6

LQxPMM 11i ⋅α⋅⋅+

⋅=⋅+= (1.63)

unde:P1 – reacţiunea în plan orizontal, [N];Wz – modulul de rezistenţă al secţiunii eliptice a ochetului, [mm3];

32

baW

21

21

z

⋅=

A1 – aria secţiunii eliptice a părţii inferioare a ochetului (C-D), [mm2]; 111 baA ⋅⋅π=

σa – rezistenţa admisibilă a materialului ochetului, [N/mm2];Părţile laterale ale ochetului se vor calcula numai la întindere, efectul de

încovoiere fiind negljabil. Astfel, valoarea tensiunii se determină cu relaţia:

a2

t cosA2

Qσ≤

α⋅⋅=σ (1.64)

în care:A2 – aria secţiunii eliptice a părţii laterale a ochetului (A-B), [mm2];

baA2 ⋅⋅π= .



Ochiurile articulate, din punct de vedere constructiv prezintă avantajul uneiexecuţii mai simple. Principalele elemente componente sunt: traversă, tiranţi, tijăcentrală şi bolţuri articulate. Traversa este legată de tiranţi prin intermediularticulaţiilor. În această alcătuire ochetul reprezintă o structură de bare staticdeterminată, în care traversa este bară curbă.

Traversa în secţiunea C-D se calculează ca o grindă simplu rezemată la capeteşi încărcată la mijloc cu o forţă concentrată, egală cu greutatea sarcinii utile.

Fig.1.49. Ochiuri articulate

Tensiunea normală ce apare în traversă datorată solicitărilor de întindere şiîncovoiere se determină cu relaţia (1.65):

+

⋅−⋅

+=σyR

y

k

11

R A

M

A

N maxCD [N/mm2] (1.65)

în care:N – forţa de întindere ce apare în articulaţie, [N];

α⋅= tg2

Q N ;

A - aria secţiunii C-D a traversei, [mm2]Mmax – momentul încovoietor maxim în secţiunea C-D, datorat ambelor solicitări;

]mm N[ tgx2

Q

4

LQ

a NMM 1imax ⋅α⋅⋅+⋅

=⋅+= (1.66)unde: L – deschiderea traversei, [mm];

x – distanţa de la centrul de greutate al secţiunii traversei până la centrul degreutate al ochetului, [mm]

y - distanţa de la centrul de greutate al secţiunii traversei până la fibra extremăinterioară a acesteia, [mm];

k – coeficient de formă al secţiunii C-D, [-];R – raza de curbură a traversei, [mm].



Tiranţii se calculează la întindere, tija centrală se calculează după metodica prezentată la cârligele forjate, iar bolţurile se verifică la încovoiere, forfecare şi strivire.

1.3.2. Dispozitive auxiliare de prindere, legare şi suspendare a sarcinilor

În practică, sarcinile nu pot fi prinse direct în cârligul macaralelor, motiv pentru care se utilizează dispozitive auxiliare, detaşabile din cârlig, prevăzute cuorgane adaptate prinderii diferitelor sarcini şi, de regulă, cu inel pentru suspendarea încârlig. Suspendarea sarcinilor se poate face prin intermediul frânghiilor, cablurilor şilanţurilor. Utilizarea frânghiilor este admisă numai pentru legarea sarcinilor avândsuprafeţe uşor deteriorabile, fiind folosite frânghii din cânepă, conform STAS 2203-82având capetele prevăzute cu rodanţe (STAS 12337-85).

Cablurile de legătură, conform STAS 8057-84, se execută în 34tipodimensiuni şi în 4 variante constructive: inelare (varianta I), cu urechi fără rodanţă(varianta U), cu urechi cu rodanţă (varinata R) şi cu urechi, la un capăt fără iar lacelelalt cu rodanţă (varianta UR). Sarcina maximă de utilizare este în funcţie dediametrul nominal al cablului utilizat şi cuprinsă între 5…200 kN.

Pentru manipularea sarcinilor se pot utiliza şi dispozitive cu una, două, trei sau patru ramuri de cablu, conform STAS 12325-85.

Lanţurile pentru legare - STAS 1790-89- se execută în 9 mărimi, aferente unor sarcini maxime de utilizare pe ramură cuprinse între 2,5…85 kN şi în patru varianteconstructive: cu una, două, trei şi patru ramuri.

Cablurile prezintă avantajul că se pot uşor verifica şi nu produc o rupere bruscă, aşa cum apare de obicei la lanţurile de legare, în schimb sunt rigide şi se

manevrează mai greoi la sarcini mari.Pentru calculul organelor de prindere se va determina tensiunea în fiecareramură de cablu, funcţie de numărul ramurilor de cablu folosite şi de unghiul deînclinare a acestora.

Sarcina Q este suspendată de cârlig cu ajutorul unui număr de ramuride cablu sau lanţuri, fiecare înclinate sub un unghi α faţă de verticală (fig.1.50).Pentruo sarcină Q şi un număr m de ramuri , tensiunea normală de întindere S, în fiecareramură a cablului sau lanţului se determină cu relaţia:

m

QK

m

Q

cos

1S ⋅=⋅

α= (1.67 )



Fig.1.50. Legarea sarcinilor cu ajutorul lanţurilor şi a cablurilor

Valorile coeficientului K se aleg în funcţie de unghiul α, conform tabelului 1.5.Tabelul 1.5

Unghiul α 00 300 450 600

Coeficientul K 1 1,15 1,42 2

La limită, sarcina maximă posibilă de ridicat este:

K

SmQmax ⋅≤ (1.68)

în care:K – coeficient de siguranţă.În conformitate cu instrucţiunile ISCIR pentru verificarea cablurilor şi

lanţurilor folosite la utilajele metalurgice, pentru legarea şi fixarea sarcinii în cârlig,acestea vor fi prevăzute obligatoriu cu plăcuţe de marcare pe care sunt specificate prinimprimare sarcina maximă suportată de cablul sau lanţul respectiv, în poziţie verticalăsau la diferite unghiuri de înclinare.

Nu se admite înnădirea cablurilor de legare şi nici scurtarea cu ajutorulnodurilor sau prin alte metode.

Dispozitivele auxiliare de legare, prindere şi suspendare a sarcinilor au un rolimportant în creşterea productivităţii utilajelor metalurgice. Aceste dispozitive trebuiesă îndeplinească următoarele condiţii:

- să corespundă din punct de vedere constructiv utilajului metalurgic pentrucare este destinat;

- să prindă şi să elibereze sarcina;- să aibă o rezistenţă mecanică mare şi o funcţionare sigură;- să corespundă din punct de vedere al protecţiei muncii;- să nu deterioreze sarcina;- montarea şi demontarea să se poată face corespunzător.



Traversele pentru sarcini sunt grinzi metalice suspendate, direct sau prinintermediul unui organ flexibil de prindere cu două sau mai multe ramuri, de cârligulmecanismului de ridicat.

Traversele sunt utilizate pentru:- suspendarea unor sarcini de lungime relativ mari ca profile laminate,

agregate, etc.;- suspendarea de cârligul macaralei a mai multor piese de acelaşi fel, dar care

în totalitate nu depăşesc sarcina nominală a macaralei, de exemplu pachete de tablălungi, colaci de sârmă, etc.

- ridicarea simultană cu două macarale a unei sarcini mai grele decât sarcinautilă a uneia din macarale;

a – poziţia de aşezare simetrică a sarcinii b – poziţia de aşezare asimetrică a sarcinii.Fig.1.51. Traverse pentru ridicarea sarcinilor

Fig.1.52. Dispozitiv de prindere cu gheare

Din punct de vedere constructivtrebuie ca organul flexibil de legaresau ghidare să se poată aşeza ladistanţe mai mari sau mai mici decentrul traversei pentru a se putearidica, transporta sau manevra piese dediferite lungimi.

În figura 1.51 este prezentatschematizat, modul de prindere pentruo aşezare simetrică respectivasimetrică a sarcinii.

Pentru transportul tablelor, pachetelor cu laminate, se foloseştedispozitivul prezentat în fig. 1.52,format din doi suporţi de ghidare

ce se fixează pe traversă cu gheare de fixare, la distanţă corespunzătoare lăţimiimaterialului destinat pentru manevrare.

1.3.2.2. Cleşti de prindere



Cleştii de prindere utilizaţi la utilajele metalurgice servesc la executareaoperaţiilor grele de manevrare şi de prindere a sarcinilor în bucăţi. Ei au diverse formeconstructive şi utilizarea lor urmăreşte creşterea productivităţii utilajelor. Indiferent deforma constructivă a cleştelui, condiţia de ridicare este ca prin strângere, forţa defrecare produsă între fălcile cleştelui şi sarcină să fie superioară greutăţii acesteia.

Cel mai simplu tip de cleşte este construit din două pârghii articulate şi douălanţuri scurte, prinse într-un inel.

Conform fig.1.53. forţa din lanţ este:

[ ] Ncos2

QS

α⋅= (1.69)

Forţa S se descompune după două direcţii perpendiculare în componentele:

α⋅= tg2

Q

N1 şi 2

Q

N2 = .Forţa de strângere N se determină din condiţiile de echilibru ale pârghiei

articulate în punctul O, fără a ţine seama de frecare:Forţa de strângere N se determină din condiţiile de echilibru ale

pârghiei articulate în punctul O, fără a ţine seama de frecare:

( ) 0MO

=∑

Se obţine:

( )β+α⋅⋅=⋅β⋅+⋅α⋅=β+⋅=⋅ tgtgl2

Qltg

2

Qltg

2

Q tgl NL N 111112

din care valoarea lui N va fi:( )β+α⋅⋅= tgtg

l

l

2

Q N

2

1(1.70)

Fig.1.53. Schema principiului constructiv al cleştilor

Condiţia de reţinere a sarciniise poate exprima:

Q N2 ≥⋅µ (1.71)de unde:

µ

≥2

Q N (1.72)

în care: µ - coeficientul de frecare întrefălcile cleştelui şi sarcina de ridicat.

La limită, înlocuind valoarea lui N din relaţia (1.70) în relaţia (1.72),se obţine:

( )µ

>β+α⋅⋅2

Qtgtg

l

l

2

Q

2

1

După reformularea relaţieianterioare obţinem ecuaţia:



β+α⋅µ> tgtg

11

l

l

2

1 (1.73)

Neglijând frecarea din articulaţii, şi considerând legea pârghiilor articulate,rezultă:

112 l Nl N ⋅=⋅ ,

de unde:

α⋅⋅=⋅= tgl

l

2

Q

l

l N N

2

1

2

11 (1.74)

Fig.1.54. Cleşti cu pârghii articulate

Înlocuind relaţia (1.74) în relaţia (1.72)

se obţine:

2

1tg

l

lsau

2

Qtg

l

l

2

Q

2

1

2

1 ≥α⋅µ

≥α⋅⋅ (1.75)

Relaţia (1.75) reprezintă condiţia de bazănecesară pentru ridicarea sarcinii.

În fig.1.54 se redă construcţia unui cleştecu pârghii articulate.

În fig.1.55 şi fig.1.56 sunt prezentatedouă variante constructive de cleşti custrângere automată care se folosesc în moddeosebit pentru manevrarea tablelor.

Ei realizează strângerea materialului între potcoava 1 şi pârghia articulată 2, lacare centrul de rotaţie al excentricului nu coincide cu centrul cercului după care estetrasată suprafaţa sa de lucru. Cleştele se suspendă de cârligul macaralei prinintermediul urechii 3.

Varianta 1 Varianta 2Fig.1.55 Schemele cleştilor cu strângere automată



Sarcina se descompune după o direcţie normală la suprafaţa de contact dintre pârghia excentrică şi direcţia dreptei care uneşte centrul articulaţiei excentricului cu punctul de contact dintre excentric şi piesă, obţinându-se:

α=

tg

Q N şi

α=sin

QS

Considerând 1 şi 2 coeficienţi de frecare dintre cele două suprafeţe încontact, atunci forţa totală de frecare va fi dată de relaţia (1.76):

F = N⋅ (1 +2) = αtgQ

(1 +2)

(1.76)Condiţia de reţinere a sarcinii este:

F ≥ Q (1.77)Din relaţiile (1.76) şi (1.77) obţinem:tg ≤ (1 +2 )

(1.78)

1.3.2.3 Electromagneţi de ridicare a sarcinilor

Pentru manipularea şi transportul materialelor feromagnetice sub diferite formeca: brame, profile laminate, table, fontă, şpan se folosesc electromagneţi de ridicare.Prinderea acestor sarcini se poate realiza prin intermediul unuia sau mai multor electromagneţi suspendaţi în cârligul mecanismului de ridicare sau de o traversă fixăsau rotitoare.

În fig. 1.56, se prezintă secţiunea printr-un electromagnet care se compunedintr-o carcasă 1 de oţel turnat cu proprietăţi magnetice, în interiorul căreia estemontată bobina 2, executată din sârmă de cupru sau aluminiu. Bobina este reţinută îninteriorul carcasei de o placă 3 executată dintr-un material diamagnetic, adică din oţelcu un conţinut ridicat de mangan 8… 12 %.

Fig.1.56.Secţiune prin electromagnet

Alimentarea electromagneţilor se face cu curent continuu de la reţeaua decurent trifazat prin intermediul unui redresor cu siliciu, la tensiunea de 110 V c.c. şi aunor cutii de distribuţie. Comanda se face din cabina macaralei prin intermediul uneicutii de comandă. Cablul de alimentare cu curent se leagă fie direct la electromagnet

printr-o singură buclă, fie se înfăşoară pe un tambur special prevăzut cu inele



colectoare şi antrenat de tamburul de ridicare. Lungimea acestui cablu se alege astfelîncât, în poziţia cea mai de jos, să mai rămână înfăşurată pe tambur cel puţin o spiră.

Cei mai utilizaţi electromagneţi sunt de formă circulară, dar pot avea şi alteforme, în funcţie de utilizarea pe care o au, cum sunt electromagneţii dreptunghiular şiîn formă de potcoavă.

Avantajul principal al electromagneţilor constă în automatizarea operaţiilor pentru prinderea şi desprinderea sarcinilor, precum şi faptul că pot transporta sarcini latemperaturi de 2000... 3000 C fără o încărcare apreciabilă a forţei portante.

Forţa portantă a electromagneţilor se poate determina după relaţia lui Maxwell:

( )

( ) 2ma

2

R R S8

nIP

+π⋅

= (1.79)

în care:I⋅ n – numărul de amperi-spire a bobinajului [A];S – aria secţiunii de contact a sarcinii cu polii electromagnetului [mm2];R a, R m – reluctanţele porţiunilor de circuit magnetic închis prin aer, respectiv

prin metal [H-1].Electromagneţii se construiesc pentru sarcini diferite însă forţa lor portanţă

variază mult, în funcţie de forma sarcinilor, de compoziţia lor chimică şi detemperatura lor. Pentru sarcini cu suprafeţe neregulate sau pentru aşchii metalice forţa

portanţă a unui electromagnet scade mult la transportul pieselor cu conţinut ridicat demangan, fiind aproape egală cu zero la oţeluri cu conţinut mai mare de 8 % Mn.

În cazul transportului pieselor calde, temperatura nu trebuie să depăşească 5000

C, deoarece peste această temperatură forţa portanţă devine foarte mică.

Dezavantajul electromagneţilor constă în posibilitatea desprinderii sarcinii laîntreruperea curentului electric, ceea ce poate produce accidente şi avarii. Altedezavantaje mai sunt: greutatea proprie mare a electromagnetului, consum mare deenergie electrică.

Pentru a preveni desprinderea sarcinii la dispariţia accidentală a tensiunii estenecesar să se prevadă o baterie tampon care să asigure alimentarea electromagneţilor

pentru un timp de minim 10 minute. În acest scop se utilizează baterii NiCd.Comutarea alimentării electromagnetului de la redresor la baterie se face printr-unîntrerupător ultra rapid, iar dispariţia tensiunii de alimentare de la redresor se indică deobicei printr-un semnal optic sau acustic.

În construcţiile noi, tendinţa este de a înlocui bobinele de cupru prin bobine dealuminiu ceea ce duce la micşorarea greutăţii proprii a electromagnetului cu cca. 20 %

dar se măreşte în schimb consumul de energie electrică cu cca. 30 %.De asemenea, la electromagneţii de ridicat alcătuiţi din mase mari de oţel

magnetic, se manifestă electromagnetismul remanent, care reţine obiectele mici, astfelcă este necesar să se inverseze sensul curentului în bobina electromagnetului. Curentulde demagnetizare este mai mic decât cel de la funcţionarea normală şi este de scurtădurată.

1.3.2.4. Graifăre



Graifărele sunt cupe cu deschidere şi închidere comandată, ataşate instalaţiilor de ridicat, care servesc la preluarea, ridicarea şi descărcarea materialelor vrac sau în

bucăţi din grămezi, în mijloace de transport sau invers. Graifărele sunt alcătuite dindouă mecanisme:

- mecanismul de închidere-deschidere a cupelor;- mecanismul de ridicare –coborâre a graifărului.

În funcţie de modul de amplasare al celor două mecanisme se disting douăcategorii de graifăre:

- graifăre monocablu;- graifăre bicablu.Capacitatea graifărelor este standardizată, conform STAS 8059-78.Graifărele monocablu se suspendă prin intermediul unui cârlig şi au înglobat în

construcţia proprie, mecanismul de închidere–deschidere. Ele se întrebuinţează la acelemaşini de ridicat care realizează, atât descărcarea sarcinilor în vrac, cât şi a celor unitare.

Graifărele bicablu sunt manevrate cu două mecanisme care pot fi gemene saumecanisme cu angrenaj planetar. În general, graifărele bicablu echipează macaraleledestinate să lucreze în cadrul unor linii tehnologice.

După forma cupelor, ambele tipuri de grifăre pot fi:- cu două cupe;- cu mai multe cupe (de tip polip);- cu cupe speciale.

Graifărele cu două cupe închid un anumit volum şi sunt destinate manevrăriimaterialelor cu granulaţie fină, cum ar fi: nisip, pietriş, sare, ciment. Pentru materiale

cu granulaţie mai mare, cele două cupe sunt prevăzute cu dinţi care se întrepătrund. Elesunt folosite la manevrarea minereului şi a cocsului.Graifărele cu mai multe cupe, au de obicei 6-8 cupe care se închid şi se deschid

radial şi se folosesc pentru manevrarea materialelor cu granulaţie mare: piatră, lemn.Cupele se pot deschide sincron sau se pot închide între anumite limite, independent,

pentru a se adapta formei materialului.Graifărele cu cupe speciale sunt adaptate pentru diferite cazuri de manevrare a

materialelor cu forme bine determinate, de exemplu manevrarea de lemn rotund aşezatîn stive regulate.

În funcţie de densitatea materialului manipulat, graifărele pot fi;- de tip uşor, pentru materiale cu ρ < 1 t/m3;- de tip mediu, pentru materiale cu ρ < 1,6 t/m3;- de tip greu, pentru materiale cu ρ < 2,5 t/m3;- de tip foarte greu, pentru materiale cu ρ < 4 t/m3.În fig. 1.57 se prezintă schema constructivă a unui graifăr cu două cabluri

(bicablu).Elementele componente ale unui graifăr bicablu sunt: două cupe 1, suspendate

prin patru tiranţi 2, articulaţi la traversa superioară 3 şi articulată în A şi B la traversainferioară 4. Acţionarea graifărului se face prin intermediul unui troliu prevăzut cu



două tobe 9 şi 10; pe prima tobă se înfăşoară cablul de ridicare 5, fixat pe traversasuperioară, iar pe a doua tobă 10 se înfăşoară cablul de închidere 6.

Frânarea graifărului se face în orice poziţie prin frânarea tobei de ridicare şirotirea într-un sens sau altul a tobei de închidere.

Fig. 1.57.Schema constructivă a unui graifăr bicablu

Graifărul gol, deschis, este coborât şi aşezat pe material. În acest caz, greutateagraifărului gol este repartizată numai pe mecanismul de ridicare – coborâre, iar

cablurile de închidere – deschidere sunt libere sau tensionate cu o forţă foarte mică, pentru a nu provoca închiderea cupelor. Se porneşte apoi mecanismul de închidere;cablurile de ridicare-coborâre sunt lăsate libere astfel încât să permită pătrundereagraifărului în material sub acţiunea propriei greutăţi, moment în care acesta se închide.După închiderea graifărului, acesta este ridicat din material şi este susţinut un timpfoarte scurt numai de cablurile de închidere. În continuare este pornit şi mecanismul deridicare, care demarează rapid, iar la atingerea unei turaţii apropiate de cea nominală,

preia aproximativ 50 % din sarcină.Pentru deschiderea graifărului plin se porneşte mecanismul de închidere –

deschidere, mecanismul de ridicare fiind închis. Pentru scurt timp, întreaga greutate agraifărului se repartizează pe cablurile de ridicare. Pe măsură ce graifărul se deschide,materialul se goleşte şi cablurile de ridicare ajung să suporte din nou numai jumătatedin sarcina totală, adică greutatea graifărului gol.

Pentru determinarea parametrilor geometrici ai graifărelor se utilizeazăurmătoarele relaţii, în funcţie de volumul său, q [m3]:

- lăţimea interioară a graifărului ... B = 1,1⋅ 3 q ;

- raza de curbură a cupei ............... r = 1,25⋅ 3 q ;

- lungimea tirantului ...................... l = 1,9 ⋅ 3 q ;



- deschiderea maximă a cupei ....... L = 1,95 ≅ 2,45⋅3

q ;- unghiul maxim de deschidere ..... 2β ≅ 1600.

1.4. Organe de deplasare

Utilajele metalurgice, pentru a putea deservi procesele tehnologice pentru caresunt proiectate trebuie să aibă posibilitatea de deplasare. Deplasarea se realizeazăutilizându-se roţi de rulare pe şine, roţi cu pneuri şi roţi stelate pentru acţionareaşenilelor.

Roţile de rulare servesc pentru deplasarea utilajelor metalurgice şi amecanismelor acestora, rularea lor executându-se pe şine. În funcţie de construcţiaşinelor de rulare, roţile de rulare pot avea diverse forme constructive. În construcţia

utilajelor metalurgice cu destinaţie generală, se folosesc roţi de rulare pentru căinormale şi roţi de rulare pentru căi suspendate.În schema de mai jos se reprezintă clasificarea roţilor de rulare.

Clasificarea roţilor de rulareDin punct de vedere al modului de acţionare roţile de rulare pentru căile

normale pot fi: conducătoare, (motrice) (fig.1.59.a), sau conduse, (libere) (fig.1.59.b).Roata de rulare condusă se deosebeşte de roata de rulare conducătoare prin

lipsa coroanei dinţate de antrenare sau lipsa axei cardanice de transmitere a mişcării. Roţile conducătoare au rolul de a transmite momentul necesar pentru

învingerea rezistenţei de înaintare, primind mişcarea de rotaţie de la mecanismul de



acţionare. Ea este construită din roata de rulare propriu-zisă, de care se fixează, prinintermediul unor şuruburi, o coroană dinţată sau un cuplaj cardanic.

a- roată conducătoare; b- roată condusă;Fig.1.59. Roţi de rulare pentru căi normale

Roţile conducătoare cu coroană dinţată sunt prevăzute cu bucşe pentru preluarea forţelor de forfecare a şuruburilor de fixare a roţii dinţate sau a cuplajuluicardanic pe roata propriu-zisă.

Din punct de vedere constructiv, roţile de rulare pot fi: cilindrice şi conice; eleau ca elemente componente: butucul, obada şi spiţele şi sunt prevăzute cu borduri curol de conducere pe şine.

În scopul înlăturării posibilităţilor de ridicare a bordurilor roţilor cilindrice pe

şina de rulare, fapt ce ar provoca deraierea utilajului sau mecansimului, se recomandăca suprafaţa interioară a bordurii să aibă o înclinaţie de 1:10, iar raza de rotunjire amuchiei să fie mai mare decât raza de racordare dintre suprafaţa de rulare cilindrică şisuprafaţa interioară a bordurii.

Roţile de rulare conice se montează cu diametrul mare către interiorul şinei.Pentru evitarea uzurii bordurii, trebuie ca între şină şi bordurile roţilor să existe un jocde 20...30 mm.

Roţile de rulare se execută prin turnare din oţel cu un conţinut ridicat în carbon(OT 60 - 1) sau se execută din oţeluri aliate: 3MnSi12, 41MoCr11, 41MoCr12.Suprafaţa de rulare şi suprafaţa interioară a bordurii se recomandă să aibă o duritate

până la 350 ... 400 HB, scop în care se călesc superficial.Roţile de rulare pot fi montate libere pe arborele de transmitere a mişcării, prin

intermediul unor bucşe sau cu rulmenţi, caz în care lagărele se montează în butuculroţii, sau fix pe arbore, caz în care lagărele sunt amplasate în exteriorul roţii.

Roţile de rulare cu suprafaţa cilindrică realizează un contact liniar cu şina derulare de rulare, iar roţile de rulare conice realizează un contact punctiform cu şina(fig.1.56).



Fig.1.60.Roţi de rulare cu suprafaţă conică

La roţile de rulare cu bandaj (fig.1.61), obadase execută din oţel forjat sau laminat şi se montează prin fretare pe corpul roţii executat din oţel turnat sauîn construcţie sudată. Se recomandă ca roţile derulare cu bandaj să nu fie utilizate la medii cutemperaturi foarte ridicate (peste 3000... 5000 C).Obada roţilor de rulare este prevăzută cu găuri, înscopul reducerii greutăţii proprii şi cu nervuri derigidizare.

Datorită diametrului variabil al roţilor conice derulare, vitezele periferice ale diverselor puncte de pegeneratoarea trunchiului de con sunt diferite, fapt ce

facilitează o alunecare continuă între şină şi roată,fenomen care provoacă o uzură rapidă a roţii şi aşinei precum şi rezistenţă mărită la deplasare.

Fig.1.61.Roată de rulare cubandaj

Calculul roţilor de rulare se efectuează pe baza contactului dintre suprafaţa derulare a roţii şi a şinei. În funcţie de forma roţii de rulare, cilindrică sau conică, acestcontact poate fi liniar respectiv punctiform.

Presiunea de contact în cazul contactului liniar se determină cu relaţia (1.80):

bD

EP2418,0

r

c pc ⋅

⋅⋅⋅=σ , [N/mm2] (1.80)

în care:

P – încărcarea care revine unei roţii, [ N];E – modulul de elasticitate convenţional care se determină cu relaţia (1.81):

21

21c EE

EE2E

+⋅⋅

= [ N / mm2]; (1.81)

E1 – modul de elasticitate al materialului roţii, [N/mm2];E2 - modul de elasticitate al materialului şinei, [N/mm2];

b – lungimea liniei de contact dintre roată şi şină, [mm];Dr – diametrul roţii de rulare, [mm].



Presiunea de contact în cazul contactului punctiform se determină cu relaţiile(1.82) şi (1.83):

apc3

21

2c.ech

pcR

EPm σ≤

⋅⋅=σ dacă R 1 > R 2 (1.82)

apc3

22

2c.ech

pcR

EPm σ≤

⋅⋅=σ dacă R 2 >R 1 (1.83)

în care:Pech. = k ⋅ k1 ⋅ Pmax – încărcarea ce revine unei roţi, [N];

unde:k – coeficient funcţie de tipul acţionării şi regimul de exploatare al utilajului;

k = 1…1,6k1 – coeficient funcţie de raportul dintre greutatea sarcinii Q şi greutatea

proprie a utilajului G; 31

G

Q1

11

2

1k

++= ,

unde: Pmax – încărcarea (sarcina) efectivă maximă ce revine unei roţi, [N];R 1 – raza roţii de rulare, [mm];R 2 – raza şinei de rulare, [mm];P – forţa maximă ce acţionează asupra roţii de rulare, [N];

σapc – rezistenţa admisibilă a materialului roţii, la presiune de contact, [N/mm2];m – coeficient ce ţine seama de raportul razelor (tabelul 1.6.).

Valorile coeficientului m Tabelul 1.6

1

2

2

1

R

R sau

R

R1,0 0,9 0,8 0,7 0,6 0,5 0,4 0,3 0,2 0,15 0,1 0,05

mK 0,388 0,40 0,42 0,44 0,468 0,49 0,536 0,60 0,716 0,80 0,97 1,28

Practica a demonstrat că roţile de rulare cu suprafaţa cilindrică se uzeazărepede atunci când sunt utilizate la macarale cu regim greu de exploatare, motiv pentrucare se recomandă, în acest caz utilizarea roţilor cu suprafaţă de rulare conică, iar şinele de rulare să aibă suprafaţa de rulare convexă, fig.1.60.

În majoritatea cazurilor uzura se realizează între bordura roţii şi muchia şineide rulare. Această uzură este cu atât mai accentuată cu cât dezaxarea şi denivelareaşinelor, respectiv a căilor de rulare este mai mare.

Şinele de rulare a utilajelor metalurgice şi a mecanismelor acestora pot fi cusecţiune pătrată sau dreptunghiulară (fig.1.62) şi se confecţionează din oţel cu conţinutrelativ ridicat de carbon OL 60, OL 70.



Fig.1.62. Tipuri constructive de şine de rulare,

Dimensiunile constructive de care se ţine cont la stabilirea lăţimii roţilor de

rulare sunt prezentate în fig.1.63.

Fig.1.63. Schema pentru stabilirea lăţimii şinelor de rulare

Fig.1.64. Îmbinarea şinelor de rulare

Şinele de rulare cu profil specialse caracterizează prin lăţimeamare a tălpii de aşezare şiînălţimea mai redusă. Ele potavea suprafaţa de rulare platăsau convexă.Pentru obţinerea unei durabilităţimai mari în exploatare, şinelede rulare se călesc superficial pesuprafaţa de rulare.

Îmbinarea şinelor se realizează de obicei prin tăierea capetelor acestora sub ununghi de 450 (fig.1.64) pentru atenuarea şocurilor în timpul rulării roţilor.

1.1.5.Dispozitive de blocare şi frânareDispozitivele de blocare şi frânare sunt folosite pentru micşorarea vitezei,

respectiv turaţiei până la o anumită valoare sau pentru oprirea unui mecanism.Clasificarea dispozitivelor de blocare şi frânare se prezintă în schema de mai jos:



Clasificarea dispozitivelor de blocare şi frânare

1.1.5.1 Dispozitive de blocare. Opritoare

Opritoarele utilizate la mecanismele utilajelor metalurgice pot fi: cu clicheţisau cu fricţiune. Indiferent de tipul constructiv al opritoarelor, acestea se pot utiliza, fieca dispozitive independente, fie combinate cu frâne.

Opritorul cu clichet se prezintă în fig.1.65 şi este compus dintr-o roată dinţată1, prevăzută la periferie cu o dantură specială, montată pe arborele ce primeştemişcarea de rotaţie şi un clichet 2 montat articulat la un capăt pe scheletul metalic almecanismului. Apăsarea clichetului cu celălalt capăt pe roată este realizată prin

intermediul unui arc, iar roata fixată pe arborele mecanismului îi permite rotirea numaiîntr-un singur sens.

Din punct de vedere constructiv, opritoarele cu clichet pot fi:- opritoare cu clichet cu dantură interioară şi exterioară;- opritoare cu clichet cu cârlig;- opritoare cu clicheţi comandaţi- opritoare cu clichet excentric.



Fig.1.65. Opritor cu clichet Fig.1.66.Opritor cu excentric interior

Montarea clichetului trebuie să îndeplinească următoarele condiţii:- bolţul cu care este articulat clichetul trebuie montat pe tangenta la arcul

exterior al roţii dinţate, pentru a se asigura o solicitare cât mai redusă a clichetului;- partea frontală a dinţilor roţii să fie înclinată faţă de direcţia radială cu un

unghi suficient de mare pentru a asigura alunecarea clichetului spre baza dintelui înscopul blocării.

În fig.1.66 se prezintă un opritor cu excentric (fig.1.66) utilizat la mecanismelecu fricţiune, care prezintă avantajul unei funcţionări lipsite de şocuri şi de zgomote.

Opritoarele cu clichet excentric pot fi: cu excentric exterior , caz în care

excentricul se reazemă pe exteriorul roţii, roata fiind fixată pe arborele mecanismului,iar excentricul este articulat pe şasiul utilajului, şi cu excentric interior, la care roataeste solidarizată cu şasiul mecansimului, iar excentricul este articulat la o piesă fixată

pe arbore.

1.1.5.2 Dispozitive de frânare. Frâne

Dispozitivele de frânare utilizate în construcţia mecanismelor utilajelor metalurgice au scopul de a opri sau de a le menţine pe acestea în poziţia dorită. Eleconstituie ansambluri importante în componenţa utilajelor, întrucât de buna funcţionarea lor depinde siguranţa în exploatare.

Frânele sunt alcătuite din părţi mobile fixate pe un arbore al mecanismului dincare fac parte şi părţi fixe, solidarizate cu construcţia metalică a acestuia. Ele introducun moment rezistent în mecanismul în al cărui lanţ cinematic sunt incluse, care,cumulat cu momentul rezistent propriu al mecanismului, dat de frecările interioare şirezistenţele exterioare, conduce la reducerea vitezei sau la oprirea completă a mişcăriielementului frânat, transformând energia cinetică a maselor în mişcare în căldură pecare o cedează mediului exterior.

Pentru a avea o siguranţă în exploatare şi pentru a putea fi reglate şi depanateuşor, ele trebuie să fie de construcţie simplă, robustă şi să aibă un gabarit redus. În



acest scop, ele se montează pe arborele cu viteza unghiulară cea mai mare, undemomentul redus al forţelor exterioare are valoarea cea mai mică.

Condiţiile de lucru ale frânelor depind de parametrii cinematici şi dinamici aimecanismului, precum şi de numărul de frânări efectuate în unitatea de timp.

Din punct de vedere constructiv frânele pot fi:- Frâne de oprire, folosite în general la mecanismele acţionate electric, pentru

oprirea şi reţinerea sarcinii la o anumită înălţime, după deconectarea motorului;- Frânele de coborâre, se folosesc mai rar la mecanismele de ridicat, şi au rolul

limitării vitezei de coborâre a sarcinii;- Frânele mixte servesc pentru oprirea şi menţinerea sarcinilor ridicate şi pentru

limitarea vitezei de coborâre. Aceste frâne se folosesc la mecanismele de ridicat cuacţionare manuală;

- Frânele comandate se utilizează în mod deosebit la utilajele şi mecanismelede deplasare şi foarte rar la maşinile de ridicat;- Frânele semiautomate sunt cele mai utilizate la maşinile de ridicat şi

transportat;- Frânele automate produc strângerea fie datorită vitezei de coborâre (cazul

frânelor centrifugale), fie datorită greutăţii sarcinii (cazul frânelor comandate desarcină);

- Frânele cu saboţi se utilizează frecvent la mecanismele şi utilajelemetalurgice. Ele pot fi: cu un sabot, cu doi sau trei saboţi.

Frânele cu doi saboţi au cea mai largă utilizare şi pot fi executate înurmătoarele variante constructive:

- frâne cu arc şi ridicător hidraulic;

- frâne cu contragreutate şi electromagnet cu cursă lungă;- frâne cu arc şi electromagnet cu sursă scurtă;- frâne cu arc şi electromagnet cu cursă lungă.

Frâna cu doi saboţi cu arc şi electromagnet cu cursă scurtă

Elementele constructive ale unei frâne cu doi saboţi cu arc şi electromagnet cu cursăscurtă, sunt prezentate în fig.1.67. Şaiba de frână, montată pe arborele motor 2 estefrânată de saboţii 3, fixaţi pe pârghiile articulate 4, acţionate cu ajutorul tijei 5 prinarcul principal 6 şi arcul auxiliar 7. Tija este apăsată de armătura mobilă 8 care esteatrasă de armătura fixă 9.

În punctele de reazem A, B şi C ale pârghiei port-sabot apar în timpul

funcţionării frânei: reacţiunea orizontală H, forţele K şi K max produse de arcul principalrespectiv arcul auxiliar. Forţa K are sensul corespunzător strângerii frânei, iar forţaK max, are sens corespunzător slăbirii acesteia.

Datorită contactului şaibă-roata de frână, asupra fiecărui sabot acţionează forţanormală N1, respectiv N2 şi forţele de frecare F1, respectiv F2 cu valorile:

F1 = µ⋅ N1 F2 = µ⋅ N2.

Din condiţia de echilibru:



( ) 0M 2O =∑ ; 0LHLK LK L N 22max212 =⋅+⋅+⋅−⋅ (1.84)rezultă:

( )1

2max2

L

LHK K N ⋅−−= (1.85)

Din condiţia de echilibru :

( ) 0M1O

=∑ ; 0LLHLK LK L N 422max211 =+⋅+⋅+⋅−⋅ (1.86)

rezultă:

( )1

42

1

2max1

L

LLH

L

LK K N

+⋅−−= (1.87)

Datorită faptului că L4<<L2 poate fi neglijată valoarea lui L4:( )

1

2max21

L

LHK K N N N −−≅≅≅ (1.88)

Fig.1.67. Schema constructivă a frânei cu doi saboţi cu arc şi electromagnet cu cursă scurtă

Momentul de frânare pe care trebuie să-l producă frâna va fi:

( )2

D

L

LHK K 2

2

D N2M

1

2maxf ⋅⋅−−⋅µ=⋅⋅µ= (1.89)

în care:K max = 20 ÷ 80, [N];H – forţa de declanşare a acţiunii electromagnetului, care se determină din

condiţia de echilibru a pârghiei mobile;

( ) 0MA

=∑ ;4

3a3a4L

LGH;LGLH ⋅=⋅=⋅ (1.90)

Momentul de frânare va fi:



1

2

4

3amaxf LL

LLGK K DM ⋅

⋅−−⋅⋅µ= (1.91)

Din relaţia (1.91) se obţine valoarea forţei arcului (K):

4

3amax

2

1f

L

LGK

L

L

D

MK ⋅++⋅

⋅µ= . (1.92)

Pentru ca frânarea să se producă trebuie îndeplinită condiţia:Mf > Ma. (1.93)

Cap.1

Documents

Transcript of Cap.1